Effizienzsteigerung eines Konstantdruck- systems durch eine … · 2015-11-13 · 1.1.1...

Schlussbericht zum Forschungsprojekt

Effizienzsteigerung eines Konstantdruck-systems durch eine Zwischendruckleitung

- KonZwi

Förderkennzeichen: 01LY0907 A-D

Projektlaufzeit: 01. September 2009 – 30. April 2012

Projektkonsortium

Karlsruher Institut für Technologie (KIT), Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen (Mobima)

ARGO HYTOS GmbH

FLUIDON GmbH

Hermann Paus Maschinenfabrik GmbH

Verfasser

Prof. Dr.-Ing. M. Geimer (KIT), Dipl.-Ing. Peter Dengler (KIT)

Dr.-Ing. Gerhard Schuster (ARGO HYTOS)

Dr.-Ing. Heiko Baum (FLUIDON), Dipl.-Ing. René von Dombrowski (FLUIDON)

Dipl.-Ing. Christoph Wessing (Paus), Dipl.-Ing. Werner Paul (Paus)

i

Kurzfassung

Das Forschungsprojekt „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-

schendruckleitung – KonZwi“ hatte zum Ziel, ein neues Hydrauliksystem zum effizienten Be-

trieb von Hydraulikzylindern in mobilen Arbeitsmaschinen zu entwickeln. Dieses System be-

steht aus einer Konstantdruckleitung (Hochdruckleitung), einer Tankleitung und einer Zwi-

schendruckleitung, dessen Druck zwischen Hoch- und Tankdruck angesiedelt ist. An die

Zwischendruckleitung ist ein Hydraulikspeicher angebunden, der aus der Arbeitshydraulik

rekuperierte Energie speichern und später wieder abgeben kann. Durch die unterschiedlich

hohen Drücke in den drei Leitungen können durch Schaltventile für jeden Verbraucher indivi-

duell unterschiedliche Druckpotenziale erzeugt werden. Dies führt zu einer Verringerung der

Drosselverluste an den steuernden Proportionalventilen.

Für das Forschungsvorhaben wurde ein Radlader mit Messtechnik ausgerüstet und reprä-

sentative Lastprofile aufgenommen. Auf dieser Basis dieser Messungen wurde eine Steu-

erstrategie entwickelt und auf einer Steuerung programmiert. Ein mit Hilfe der Messergeb-

nisse validiertes Simulationsmodell wurde mit dem Programmcode der Steuerung gekoppelt

und die Steuerungsalgorithmen optimiert und die Energieeinsparung in der Simulation er-

fasst. Das Ergebnis zeigt eine Energieeinsparung von 13% in der Arbeitshydraulik, was nach

einer ersten Abschätzung im realen Betrieb (Fahr- und Arbeitshydraulik kombiniert) zu einer

jährlichen Kraftstoffeinsparung von 1.058 L Dieselkraftstoff pro Radlader führen würde.

Abstract

The project introduces a new hydraulic system based on a constant pressure system with the

aim to increase the efficiency of actuation of hydraulic cylinders in mobile machines. Using a

third pressure level located between high pressure and tank pressure called intermediate

pressure the system enables additional pressure potentials from high pressure to intermedi-

ate pressure and from intermediate pressure to tank pressure. This reduces throttle losses at

hydraulic cylinders when driven at low or intermediate loads. An accumulator connected to

the intermediate pressure line is being charged or discharged in function of which pressure

potential is currently used. Within the research project typical duty cycles of a wheel loader

were measured and analyzed with the help of a reference machine. A simulation model of

the reference machine was build up and validated using the measurement results. By cou-

pling the simulation model to the control code of the programmable logic control a virtual de-

velopment environment was set up to test and optimize the control strategy. Using the ex-

ample of a typical duty cycle of a wheel loader simulation results have shown an efficiency

increase of 13% compared to a conventional Load Sensing system.

iii

Inhaltsverzeichnis

Abstract ................................................................................................................................ i

1 Einleitung ..................................................................................................................... 1

1.1 Stand der Technik ................................................................................................... 2 1.1.1 Steuerungssysteme in mobilen Arbeitsmaschinen ........................................... 2 1.1.2 Hydraulische Hybride in mobilen Arbeitsmaschinen ......................................... 4

1.2 Stand der Wissenschaft .......................................................................................... 5 1.2.1 Arbeiten an Forschungsinstituten ..................................................................... 5 1.2.2 Patentveröffentlichungen .................................................................................10

1.3 Aufgabenstellung ...................................................................................................12

2 Schaffung einer Vergleichsbasis ...............................................................................15

2.1 Beschreibung des Versuchsträgers ........................................................................15 2.2 Messfahrten/Arbeitszyklen .....................................................................................20

2.2.1 Messtechnik/Messpunkte ................................................................................21 2.2.2 Y-Ladezyklus ..................................................................................................23 2.2.3 Referenzzyklus Palettenfahrt ...........................................................................24

2.3 Erstellung eines Simulationsmodells für den Ist-Zustand ........................................26 2.3.1 Modellierung des LS-Systems .........................................................................27 2.3.2 Modellvalidierung ............................................................................................31

3 Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik .....................................................................33

3.1 Schaltschema des KonZwi-Systems ......................................................................33 3.1.1 Hydraulischer Schaltplan .................................................................................34 3.1.2 Steuerblock .....................................................................................................37 3.1.3 Auswahl der Ventile ........................................................................................38 3.1.4 Aufbau des Komponentenprüfstandes (Mobima) .............................................40 3.1.5 Ergebnisse aus Versuchen am Komponentenprüfstand (Mobima) ..................43

3.2 Mobile Steuerung für das KonZwi-System ..............................................................48 3.2.1 Auswahl der Steuerung ...................................................................................49 3.2.2 Aufbau der Steuerung .....................................................................................49

4 Entwicklung einer Steuerstrategie ............................................................................50

4.1 Bestimmung der optimalen Schaltsequenz .............................................................51 4.2 Ableitung einer Online-Schaltstrategie ...................................................................56 4.3 Aufbau des KonZwi-Systems in der Simulation ......................................................59

4.3.1 Simulationsmodell des KonZwi-Systems .........................................................59 4.3.2 Simulationskopplung mit Programmcode der Steuerung .................................63

5 Testfahrten und Ergebnisse ......................................................................................67

5.1 Aufbau des Versuchsträgers ..................................................................................67 5.1.1 Vormontage im Werk Emsbüren .....................................................................67 5.1.2 Aufbau am Mobima in Karlsruhe .....................................................................70 5.1.3 Steuerungseinbau und Verkabelung ...............................................................72

5.2 Testergebnisse zum dynamischen Verhalten der Ventile .......................................73 5.3 Abschätzung der Kraftstoffeinsparung im Einsatz ..................................................74 5.4 Einsatzpotenziale in anderen Anwendungen ..........................................................76

6 Zusammenfassung und Ausblick ..............................................................................82

Abbildungsverzeichnis ......................................................................................................83

Tabellenverzeichnis ...........................................................................................................86

iv

Quellenverzeichnis .............................................................................................................87

1. Einleitung

1

1 Einleitung

In den letzten Jahren kann eine starke Intensivierung der Forschungsaktivitäten auf dem

Gebiet der hybriden Antriebsstränge in mobilen Arbeitsmaschinen beobachtet werden. Vor

allem die Forschung und Entwicklung dieselelektrischer hybrider Antriebsstränge hat - ge-

trieben durch die Entwicklungen im PkW-Bereich – viele Anwendungsfelder in den mobilen

Arbeitsmaschinen gefunden. Die Forschungsaktivitäten konzentrieren sich dabei neben ge-

eigneten Antriebsstrangkonfigurationen, Speicherwahl und Betriebsstrategien auf die Erset-

zung konventioneller hydraulischer oder mechanischer Antriebe durch elektrische Einheiten.

Durch die Weiterentwicklungen auf dem Gebiet der Leistungselektronik ist es heute problem-

los möglich, diese Einheiten mit entsprechenden Umrichtern in den gewünschten Drehzahlen

effizient zu regeln. Trotz anhaltender Forschungsbemühungen und erfolgreichem Einsatz

elektrischer Antriebslösungen werden auch in Zukunft hydraulische Antriebe eine dominante

Rolle spielen, da diese nach wie vor aufgrund ihrer hohen Leistungsdichte und flexiblen Leis-

tungsübertragung in vielen Anwendungen unverzichtbar sind. Insbesondere bei der Übertra-

gung hoher Leistungen in Linearbewegungen mittels Hydraulikzylindern sind sinnvolle elekt-

rische Alternativen derzeit nicht verfügbar, so dass hier die Grenzen der Elektrifizierung zu

sehen sind. Nichtsdestotrotz sind auch für die Arbeitshydraulik mobiler Arbeitsmaschinen

hybride Lösungen gefragt, da gerade hier beim Absenken hoher Lasten oftmals ein hohes

Rekuperationspotenzial potenzieller Energien besteht, welches heutzutage überwiegend

über eine Steuerkante abgedrosselt und in Form von Wärme an die Umgebung abgegeben

wird. Für eine Rückgewinnung dieser Energien bei gleichzeitiger Nutzung der Hydrostatik für

die Leistungsübertragung werden hybride hydraulische Lösungen benötigt (in einigen Publi-

kationen wird in Abgrenzung zu elektrischen Hybriden deshalb auch von hydriden Antriebs-

strängen gesprochen).

Neben der Möglichkeit zur Rekuperation potenzieller oder kinetischer Energie durch einen

Speicher, müssen hybride Antriebsstränge im Betrieb einen höheren Wirkungsgrad aufwei-

sen als Standards

ysteme, um höhere Investitionskosten für Speicher, Steuerung und Komponenten zu recht-

fertigen. Höhere Systemwirkungsgrade können durch eine Verbesserung der leistungsre-

gelnden und leistungswandelnden Komponenten oder durch eine optimierte Antriebs-

strangstruktur erzielt werden.

Seit ihrer Entwicklung in den 80er Jahren des letzten Jahrhunderts waren Konstantdrucksys-

teme mit Sekundärregelung häufig ein zentraler Bestandteil hydraulischer Hybride, da diese

Systeme zur Regelung der Antriebsdrehzahl der Hydraulikmotoren keine leistungsregelnden

Ventile benötigen und somit einen sehr hohen Systemwirkungsgrad erreichen. Durch den

konstant gehaltenen hohen Druck im System können hohe Leistungen durch vergleichswei-

se geringe Volumenströme übertragen werden, was zu verringerten Reibverlusten in den

Leitungen und somit einer weiteren Erhöhung des Wirkungsgrades beiträgt. Kennzeichnend

für diese Systeme ist die Einbindung eines Hydraulikspeichers, welcher zum Einen allzu ho-

he Druckschwankungen abfangen bzw. in gewissen Grenzen halten soll (man spricht des-

halb in der Fachliteratur auch von einem eingeprägtem Druck). Andererseits dient dieser

Speicher auch als Leistungsspeicher, da die sekundärgeregelten Hydraulikmotoren in der

Regel als 4-Quadranten-Einheiten vorgesehen sind, beim Bremsvorgang in den Pumpbetrieb

wechseln können und somit durch Nutzung der Bremsenergie Öl aus dem Tank in das Sys-

tem fördern können, so dass es im Speicher für eine spätere Nutzung gespeichert werden

kann. Zahlreiche Forschungsarbeiten zu diesem Thema haben dieses System daher als be-

sonders geeignet identifiziert, zumal es aufgrund seiner einfachen Struktur erlaubt, die be-

sonders in Europa weit verbreiteten Ein-Kreis-Hydrauliksysteme in Erdbewegungsmaschinen

beizubehalten, was den Herstellern erlauben würde, Kosten für weitere Pumpen mitsamt

Verschlauchung, Ventilen und Filterung einzusparen. Trotz dieser hinsichtlich einer Hybridi-

sierung positiven Eigenschaften dieses Systems ist die Sekundärregelung neben den derzeit

1. Einleitung

2

noch hohen Investitionskosten aus konstruktiver Sicht keine realistische Antriebsalternative

für bestimmte Maschinentypen, da das Prinzip der Sekundärregelung nicht auf Linearver-

braucher übertragbar ist, welche besonders bei Baumaschinen von großer Bedeutung sind.

Um ein integriertes hybrides Hydrauliksystem (Ein-Kreis-System) zu ermöglichen, welches

eine Einbindung von Hydraulikzylindern bei weitgehender Eliminierung oder Reduzierung

von Drosselverlusten im Teillastbetrieb ermöglicht, wurde bislang vor allem komponentensei-

tig ein hoher Aufwand betrieben. Obwohl durch diese Lösungsvorschläge aus technischer

Sicht die Problematik des verlustarmen Betriebes von Zylindern in Konstantdrucksystemen

gelöst zu sein scheint, tragen diese Entwicklungen eher noch zu einer weiteren Verzögerung

der hydraulischen Hybridisierung bei, da diese neuartige Komponenten bislang nur vereinzelt

als Prototypen in Forschungseinrichtungen existieren und in absehbarer Zeit keine marktrei-

fen Lösungen zu akzeptablen Preisen zu erwarten ist.

Im Verbundprojekt „Effizienzsteigerung durch ein Konstantdrucksystem mit Zwischendruck-

leitung – KonZwi“ wird ein alternativer Ansatz untersucht, der eine effiziente Integration von

Hydraulikyzlindern in Konstantdrucksystemen ermöglicht und dies unter Verwendung han-

delsüblicher Komponenten und einer auf die Maschine und ihrer Anwendung abgestimmten

Steuerstrategie. Durch die Einführung einer weiteren Druckleitung, an welche ein Speicher

angeschlossen ist, dessen Vorspanndruck zwischen Hochdruck und Zwischendruck liegt,

können mehrere Druckpotenziale durch Schaltventile gewählt werden, und an die Zylinder-

steuernden Proportionalventile angelegt werden. Ziel dieses Projektes war es, das Energie-

einsparpotenzial zu bestimmen, sowie grundlegende Auslegungs- und Steuerungsverfahren

zu entwickeln, um ein solches System in mobilen Anwendungen einsetzen zu können.

1.1 Stand der Technik

Grundlage der Forschungsarbeiten am KonZwi-System war eine genaue Recherche zum

Stand der Technik. Dieser umfasst die grundlegenden, am Markt verfügbaren Systeme, so-

wie Neuentwicklungen und Prototypen, welche die Möglichkeit der Rekuperation aus der

Arbeitshydraulik vorweisen können. Da es sich bei diesen Systemen um hydraulische Hybri-

de handelt, werden diese Entwicklungen in einem Kapitel gesondert vorgestellt.

1.1.1 Steuerungssysteme in mobilen Arbeitsmaschinen

Für die Integration von Hydraulikzylindern in eine Antriebsarchitektur mobiler Arbeitsmaschi-

nen gibt es unterschiedliche Konzepte, welche sich in Speisung und Steuerungsart unter-

scheiden. Dabei wird in der Art der Speisung zwischen aufgeprägtem Druck und aufgepräg-

tem Volumenstrom unterschieden. Innerhalb dieser beiden Grundprinzipien können Steue-

rungssysteme nach ihrer Steuerungsart unterschieden werden, welche grundsätzlich in zwei

Gruppen eingeteilt werden kann: Widerstandssteuerungen oder Verdrängersteuerungen.

Heutige Steuerungssysteme für Hydraulikzylinder in mobilen Arbeitsmaschinen werden aus-

schließlich auf Basis von Widerstandssteuerungen betrieben, Konzepte zur Verdrängersteu-

erung von Hydrozylindern sind derzeit noch Gegenstand der Forschung (siehe auch 1.2

Stand der Wissenschaft“).

In Abbildung 1.1 sind die wesentlichen Entwicklungen auf dem Gebiet der Steuerungssyste-

me in mobilen Arbeitsmaschinen gezeigt. In ihren Anfängen wurde der Markt zunächst von

Drosselsteuerungen dominiert. Diese Systeme bestanden aus einem Dieselmotor, welcher

eine oder mehrere Konstantpumpen antrieb (Open-Center-Systeme). Somit war der erzeugte

Volumenstrom nicht einstellbar und musste über entsprechende Ventile an den jeweiligen

Verbrauchern dem Bedarf angepasst werden. Diese Systeme sind einfach im Aufbau und

1. Einleitung

3

ermöglichen den Parallelbetrieb mehrerer Verbraucher, erzeugen jedoch auch hohe Verlus-

te.

Eine für die Steuerung mobiler Arbeitsmaschinen bedeutende Entwicklung war die Bedarfs-

stromregelung, welche sehr bald unter dem Namen „Load Sensing“ („Last fühlend“) Verbrei-

tung fand. In seiner einfachsten Ausführung, dem Open Center Load Sensing System (O-

CLS) wird ein Ventilblock von einer Konstantpumpe gespeist. Am Eingang dieses Ventil-

blocks befindet sich eine Eingangsdruckwaage, welche den Systemdruck auf einem Niveau

hält, welcher dem höchsten Lastdruck plus einem konstanten Differenzdruck entspricht. In

Neutralstellung wird der (konstante) Volumenstrom der Pumpe über diese Druckwaage in

den Tankt geleitet, wobei sich im System ein Druck einstellt, welcher zur Überwindung der

Druckdifferenz an der Druckwaage nötig ist, entspricht. Bei Betätigung eines der Ventile ist

der Lastdruck am Verbraucher mit der LS-Leitung und somit mit der Eingangsdruckwaage

verbunden, so dass dieser zu der konstanten Regeldruckdifferenz aufaddiert wird. Der Druck

im System steigt so lange an, bis der Volumenstrom zum angesteuerten Verbraucher so

groß ist, dass der Druckabfall an der Steuerkante des steuernden Ventils der Regeldruckdif-

ferenz der Eingangsdruckwaage entspricht und das System einen stationären Zustand er-

reicht. Durch die proportionale Variierung des Öffnungsquerschnitts des Steuerventils wird

der hydraulische Widerstand verändert, so dass dieser stationäre Zustand je nach Bedien-

erwunsch bei höherem oder niedrigerem Volumenstrom eintritt. Der Vorteil dieses Systems

ist neben der Effizienzsteigerung zu gewöhnlichen OC-Systemen in der lastunabhängigen

Durchflusssteuerung des höchstbelasteten Verbrauchers zu sehen, da Lastsprünge an die-

sem Verbraucher sofort zu höheren Verschließkräften der Eingangsdruckwaage führen und

somit zu einer Erhöhung des Systemdrucks. Nachteilig an diesem System ist der hohe Vo-

lumenstrom, welcher vor allem bei hohen Einzellasten und geringem Volumenstrombedarf zu

einem schlechten Wirkungsgrad des Systems führt sowie die Beschränkung der lastunab-

hängigen Bedarfsstromregelung auf den lasthöchsten Verbraucher. Diese Nachteile wurden

behoben in Closed Center- LS (CCLS) – Systemen mit integrierter Lastkompensation.

Abbildung 1.1: Entwicklung der hydraulischen Steuerungssysteme für mobile Arbeitsmaschi-

nen nach [Dju07]

Bei diesen Systemen werden Pumpen mit kontinuierlich veränderlichem Fördervolumen -

meist in Schrägscheibenbauweise - verwendet, welche die Bedarfsstromregelung über eine

Verstellung der Pumpen realisieren. Der LS-Regler ist bei dieser Lösung in der Pumpe inte-

griert und schwenkt die Pumpe in Neutralstellung der Ventile fast vollständig zurück, so dass

1. Einleitung

4

nur ein minimaler Volumenstrom in das System gefördert wird, welcher zum Ausgleich der

Leckage benötigt wird. Der Druck im System entspricht dabei wie beim OCLS-System auch

der konstanten Druckdifferenz an der Druckwaage, die jedoch im CCLS-System zur Pum-

penregelung verwendet wird. Bei Betätigung eines Steuerventils wird der Lastdruck des Ver-

brauchers mit der LS-Leitung verbunden, so dass die Pumpendruckwaage aus der Gleich-

gewichtslage gebracht wird und die Pumpe ausschwenkt. Der Volumenstrom im System

steigt an und erreicht sein Maximum, bis der Druckabfall am Steuerventil der eingestellten

Druckdifferenz am Pumpendruckregler entspricht. Individualdruckwaagen an jedem Steuer-

ventil ermöglichen bei erweiterten eine Lastkompensation, so dass eine Lastunabhängigkeit

der Volumenstromsteuerung nicht nur auf den lasthöchsten Verbraucher beschränkt bleibt.

Die LS-Systeme haben aufgrund ihrer hohen Effizienz und der parallelen, lastunabhängigen

Volumenstromregelung der Verbraucher eine hohe Verbreitung in Europa gefunden. Eine

Weiterentwicklung dieser Systeme ist das Electrohydraulic Flow Matching (EFM), welches

unter Beibehaltung der Lastkompensation der minderbelasteten Verbraucher von der Rege-

lung des Pumpenschwenkwinkels abrückt und zu einer Steuerung übergeht (offene Steuer-

kette). Das Signal für die Einstellung des Pumpenschwenkwinkels wird von einer elektroni-

schen Steuerung berechnet und entspricht einer Soll-Volumenstromanforderung des Bedie-

ners. Gleichzeitig mit der Auslenkung der Pumpe werden auch die entsprechenden Ventile

zur Versorgung der Verbraucher angesteuert. Diese Systeme haben den Vorteil, dass der

bei geregelten LS-Systemen erforderliche Regeldruck entfallen kann und das System

dadurch effizienter wird. Weiterer Vorteil ist die höhere Stabilität dieser Systeme, da der

Druck im System nun nicht mehr für die Regelung des Pumpenschwenkwinkels verwendet

wird.

In Asien haben sich OC-Systeme etabliert, welche den Pumpenschwenkwinkel so regeln,

dass ein konstanter (geringer) Rücklaufstrom aus dem Ventilblock beibehalten wird. Diese

Art der Regelung ist unter dem Namen Negative Control bekannt geworden. Bei diesen Sys-

temen wird in die Rücklaufleitung eine Messblende eingebaut, welche den Druck vor und

hinter dieser misst und als Steuersignal an den Pumpenregler weiterleitet. In Neutralstellung

der Ventile schwenkt die Pumpe so weit zurück, dass der voreingestellte minimale Volumen-

strom erreicht wird, der zum Aufbau der Regeldruckdifferenz an der Messblende benötigt

wird. Bei Betätigung eines oder mehrerer Ventile wird der Volumenstrom auf die Verbraucher

umgeleitet, so dass der Rücklaufstrom verringert wird, was zu einem geringeren Druckabfall

an der Messblende führt. Dies führt zu einem Ausschwenken der Pumpe, welche erst dann

einen stationären Zustand erreicht, wenn der Volumenstrom groß genug ist, dass der Druck-

abfall an der Messblende den voreingestellten Wert erreicht.

1.1.2 Hydraulische Hybride in mobilen Arbeitsmaschinen

Bemühungen zur Hybridisierung mobiler Arbeitsmaschinen gibt es seit ca. 10 Jahren. Auf-

grund der prädominanten Rolle der Automobilindustrie sind Entwicklungen im Bereich hybri-

der Antriebsstränge vornehmlich durch elektrische Antriebsvarianten geprägt. Weiterhin be-

schränkt sich die Hybridisierung in den meisten Fällen auf den Fahrantrieb aufgrund der

schwierigen Leistungswandlung aus der Arbeitshydraulik. Abb. 1.2 zeigt auf einer Zeitschie-

ne Entwicklungen von Unternehmen, welche eine hybridgetriebene mobile Arbeitsmaschine

in Form eines Demonstrators oder durch Serienstart vorgestellt haben mit einer Unterteilung

zwischen elektrischen und hydraulischen Hybriden. Unter den hier aufgeführten hydrauli-

schen Hybriden sind alleine der Harvester 405 H2 von HSM sowie das Pactronic-System von

Liebherr mit entsprechenden Rekuperationsmöglichkeiten für die Arbeitshydraulik ausgestat-

tet. Die Arbeitshydraulik des HSM 405 H2 besteht aus einem LS-Kreis zur Versorgung des

Kransteuerblocks und eines Konstantdrucksystems für den Harvesterkopf. Durch ein Lade-

und Entladeventil kann im Konstantdruckkreis ein Hydraulikspeicher be- oder entladen wer-

1. Einleitung

5

den, so dass die Hydraulikpumpe entlastet werden kann. Laut Herstellerangaben kann durch

dieses System der Kraftstoffverbrauch um bis zu 20% gesenkt werden [Hoh11]. Das von der Firma Liebherr vorgestellte System Pactronic wird in Hafenmobilkranen einge-

setzt und erlaubt die Rekuperation von potenzieller Energie beim Absenken von Containern,

was zu einer Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs von 30% führt [Sch12].

Abbildung 1.2: Zeitschiene zur Entwicklung der Hybridantriebe für mobile Arbeitsmaschinen

(aus [Thi11])

1.2 Stand der Wissenschaft

Aufgrund der Vielzahl an Veröffentlichungen, Patentanmeldungen und Broschüren zu hyd-

raulischen hybriden Anwendungen werden im Folgenden nur jeweils die für das Forschungs-

vorhaben relevanten Publikationen genannt. Hierbei sollen aufgrund der besseren Übersicht-

lichkeit Arbeiten an Forschungsinstituten und Patentveröffentlichungen getrennt betrachtet

werden.

1.2.1 Arbeiten an Forschungsinstituten

An Forschungsinstituten wurden ebenso Forschungsarbeiten zur Hybridisierung der Arbeits-

hydraulik mobiler Arbeitsmaschinen durchgeführt. Am Institut für Landmaschinen und Fluid-

technik der TU Braunschweig wurde ein System zur Energierückgewinnung entwickelt, wel-

ches über einen an der Motorwelle angebrachten Hydrostaten einen Speicher be- oder ent-

laden konnte [Ste10].

1. Einleitung

6

Abbildung 1.3: Das an der TU Braunschweig entwickelte System mit Pumpe/Motor-Einheit

(4) zum Laden des Speichers

Am Institut für Fluidtechnische Antriebe und Steuerungen (IFAS) der RWTH Aachen wird ein

Konstantdrucknetz mit mehreren Hydrotransformatoren zum effizienten Betrieb eines Bag-

gers erforscht [Ind10]. Die Energieeinsparung dieses Systems wird mit 32% im Vergleich

zum Load Sensing System angegeben.

Abbildung 1.4: Das von [Ind10] vorgestellte System aus mehreren Hydrotransformatoren zur

Wandlung der Drücke

Am Department of Agricultural and Biological Engineering & School of Mechanical Enginee-

ring der Purdue Universität in den USA wurde ein hydraulisches hybrides System für einen

Reach Stacker vorgestellt, dessen Verbraucher verdränger-gesteuert sind und die ebenfalls

über einen an der Antriebswelle angebrachten Hydrostaten Öl in einen Speicher fördern

können [Spr12a], [Spr12b]. Die Energieeinsparung für dieses System wird in [Spr12] mit bis

zu 73% angegeben.

1. Einleitung

7

Abbildung 1.5: Reach Stacker mit Rekuperationsmöglichkeit aus Arbeitshydraulik und Trans-

formation über einen Hydrostaten

An der Universität Aalborg, Dänemark wird an einem System geforscht, welches ebenso wie

das KonZwi-System die Problematik der verlustreduzierten Druckwandlung über die Nutzung

mehrerer Druckpotenziale zu lösen versucht. Der Anwendungsfall ist hier jedoch ein Wellen-

kraftwerk [Han12].

An der Universität Tampere in Finnland wurde ein Ventilsystem entwickelt, welches pro Ver-

braucher sechs 2/2-Wege-Proportionalventile vorsieht [Erk09]. In diesem System kann an

Zu- und Rücklauf der Zylinder jeweils zwischen Hochdruck, Zwischendruck (Speicherdruck)

und Tankdruck gewählt werden, wobei die Hochdruckleitung nicht als Konstantdruckleitung

ausgeführt ist. Ein dem Speicher vorgeschalteter Hydrostat fungiert in diesem System als

Hydrotransformator. Die potenzielle Energie im Zylinder kann laut Angabe bis zu 70% reku-

periert werden.

Abbildung 1.6: Pro Druckniveau je ein 2/2-Wege Proportionalventil zur Versorgung einer Zy-

linderkammer

1. Einleitung

8

Ein unter der Verwendung der Digitalhydraulik (Ersetzung von Proportionalventilen durch

eine Anzahl unabhängig voneinander steuerbarer Schaltventile) gesteuerter Reach Stacker

wurde an der Helsinki University of Technology vorgestellt [Juh09]. Dieses System erlaubt

die direkte Rekuperation potentieller Energien in einen Speicher. Es konnten dabei Effizienz-

steigerungen von bis zu 14,8% nachgewiesen werden. Aufgrund der fehlenden Druckanpas-

sung wird die Nutzung mehrerer Speicher mit unterschiedlichen Vorspanndrücken empfoh-

len.

Abbildung 1.7: Das an der Helsinki University of Technology entwickelte System unter Nut-

zung der Digitalhydraulik

Am Department of Intelligent Hydraulics and Automation (IHA) der Tampere University in

Finnland [Lin09a] wurde eine digitale Pumpe entwickelt, welche mehrere Druckleitungen

unabhängig voneinander mit unterschiedlichen Drücken versorgen kann. Gleichzeitig ermög-

licht die Pumpe einen reversiblen Betrieb. Dies wird ausgenutzt, um Energie zu rekuperieren

und einen Speicher zu laden.

Abbildung 1.8: Mögliche Systementwürfe für den Einsatz der digitalen Pumpe nach [Lin09a]

Eine weitere interessante Methode zur effizienten Druckwandlung und Energiewandlung an

Hydraulikzylindern wurde ebenfalls am IHA durch [Lin09b] vorgestellt. Die Wandlung erfolgt

über einen Hydraulikzylinder, welcher mehrere Kammern besitzt und seine Wirkfläche somit

in diskreten Stufen verändern kann. Dadurch werden Drosselverluste reduziert, wenn er an

einem Konstantdrucksystem angebunden ist.

1. Einleitung

9

Abbildung 1.9: Schematische Darstellung des Mehrkammer-Zylinders

Dieses System wird mit der an der University of Tampere entwickelten Digitalhydraulik ge-

steuert und wurde von der Firma Norrhydro als Anwendung in einer Forstmaschine zur Se-

rienreife gebracht [Sip11].

Ein anderer Ansatz zur effizienten Druckwandlung wird am Institute of Machine Design and

Hydraulic Drives der Universität Linz verfolgt. Mit der Hilfe eines hydraulischen Tiefsetzstel-

lers wird hier versucht, die Prinzipien der elektrischen Spannungswandlung auf die Hydraulik

zu übertragen. Dadurch ist es theoretisch möglich durch die Verwendung schnellschaltender

Ventile jeden beliebigen Druck aus der Arbeitshydraulik beim Absenken auf jeden beliebigen

Speicherdruck zu transformieren. In [Sch08] wird eine Reduzierung der Drosselverluste im

Vergleich zur Drosselsteuerung von bis zu 16% angegeben.

Eine Nutzung potenzieller Energien ohne Speicher kann durch Regeneration erfolgen. Dabei

wird die Energie direkt einem anderen aktiven Verbraucher zugeführt. Bei dem System han-

delt es sich um ein Load Sensing System mit aktiver Regeneration (Active Regeneration

Load Sensing - ARLS) welches am Institute for Agricultural and Earthmoving Machines

(IMAMOTER) in Ferrara, Italien untersucht wurde. In [Lea10] wird ein solches System als

Antriebssystem für einen Bagger untersucht und mit einem konventionellen LS-System ver-

glichen. Energieeinsparung bis zu 10% konnten nachgewiesen werden.

Abbildung 1.10: Das Load Sensing-System mit aktiver Regeneration (ARLS)

1. Einleitung

10

1.2.2 Patentveröffentlichungen

Die im folgenden aufgeführte Übersicht über Patentveröffentlichungen zeigt die Klassifizie-

rungen unterschiedlicher hybrider Hydrauliksysteme, welche den Systemwirkungsgrad durch

Rückgewinnung von Energie oder durch Minimierung systembedingter Drosselverluste erhö-

hen. Die Klassifizierung erfolgt dabei mit den in Tabelle 1.1 aufgeführten Kriterien.

Tabelle 1.1: Kategorien der Patentklassifizierung

Energierückgewinnung

In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, die Energie

aus der angetriebenen Mechanik zurückgewinnen können;

z.B. Potentielle Energie beim Absenken einer Last.

Energieumwandlung

hydraulisch-mechanisch

Erfolgt nach der Energierückgewinnung die Energieübertra-

gung auf andere Komponenten mechanisch, sind die Paten-

te in dieser Kategorie.

Speicherung in Druck-

tank

In dieser Kategorie sind alle Patente enthalten, welche die

zurückgewonnene Energie in einem hydraulischen Druck-

speicher zwischenspeichern können.

Speicherung in anderer

Form (elektrisch)

Hier sind alle Patente eingeordnet, welche die zurückge-

wonnene Energie in anderer Form z.B. elektrisch in einer

Batterie speichern.

Steuerung über Ver-

drängereinheit

Zur Energierückgewinnung wird immer oder zeitweise ein

hydraulischer rotatorischer Motor genutzt. Der hydraulische

Motor kann dann entweder mit einem Generator oder einer

weiteren Pumpe verbunden sein.

Parallel-

/Serienschaltung

Bei diesen Systemen können die verschiedenen Verbrau-

cher entweder parallel oder in Reihe geschaltet werden.

Druckerhöhung über

Doppelzylinder

Durch die Verwendung von zwei parallel geschalteten, me-

chanisch fest miteinander verbundenen Zylindern kann der

Druck transformiert und in den Speicher gedrückt werden.

Speicherausgang an die

Saugseite der Pumpe

Eine weitere Möglichkeit, die Energie aus dem Speicher

möglichst verlustfrei zu nutzen, ist die Zuschaltung des

Speichers an die Saugseite der Pumpe

Druckübersetzung auf

höheres Niveau

In dieser Kategorie sind alle Systeme, bei denen es möglich

ist bei der Energierückgewinnung den Druck im System zu

erhöhen, entweder um einen Speicher mit einem höheren

Druckniveau zu befüllen oder um direkt einen weiteren Ver-

braucher damit zu versorgen.

Hydraulischer Transfor-

mator

Mit Hilfe eines hydraulischen Transformators ist es möglich

hydraulische Leistung zu wandeln, wobei entweder der Vo-

lumenstrom oder der Druck in einem zweiten hydraulischen

Kreislauf gegenüber einem ersten erhöht wird.

In der nachfolgenden Tabelle sind die Patente alphabetisch sortiert. Ein „+“ bedeutet, dass

die Patente der jeweiligen Kategorie zugeordnet werden können.

1. Einleitung

11

Tabelle 1.2: Ergebnisse der Patentrecherche

Patentnummer

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ive

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Hyd

rau

lisch

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Tra

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tor

DE 10 2005 060 990 A1 + + +

DE 10 2007 054 035 A1 + + + +

DE 102 97 541 T5 + +

DE 103 15 071 A1 + + + +

DE 103 42 459 A1 + + +

DE 11 2004 002 171 T5 + +

DE 699 20 452 T2 + + +

EP 1 433 648 A2 + +

EP 2 071 196 A1 + + +

JP 2006 125566 A + + +

JP 2006 258291 A + +

JP 2007 032799 A + + +

JP 2007 040393 A + + + + +

JP 2007 327527 A + + +

JP 2008 128464 A +

JP 2008 232307 A + + +

JP 2008 275101 A + + +

JP 2009 127643 A + + +

JP 2010 048343 A + + +

JP 2010 048366 A + + +

JP 2010 053969 A + + +

JP 2010 084888 A + + + + + +

US 2004/0060430 A1 + +

US 2004/0107699 A1 + + + +

US 2007/0044462 A1 + + + +

US 2007/0175209 A1 + + +

US 2008/0104955 A1 + + + + + +

US 2008/0110166 A1 + +

US 2009/0000290 A1 + + + + + +

1. Einleitung

12

Patentnummer

En

erg

ierü

ckg

ew

innu

ng

En

erg

ieum

wa

nd

lung

hydra

u-

lisch -

me

cha

nis

ch

Sp

eic

heru

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ruckta

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Sp

eic

heru

ng

in a

nd

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Ste

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Serie

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g ü

be

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zylin

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Sp

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g a

n S

aug

sei-

te

Dru

cküb

ers

etz

ung a

uf hö

he-

res N

ive

au

Hyd

rau

lisch

er

Tra

nsfo

rma

tor

US 2009/0025379 A1 + + +

US 2009/0288408 A1 + +

US 5 477 677 A + + +

US 6 266 959 B1 + + +

US 6 434 864 B1 + + +

US 6 467 264 B1 +

US 6 655 136 B2 + +

US 6 725 581 B2 + + +

US 7 007 465 B2 + +

US 7 100 371 B2 + +

US 7 249 457 B2 + + +

US 7 269 944 B2 + + +

US 7 434 391 B2 + + +

WO 1996/013669 A1 + +

WO 1999/002865 A1 + +

WO 2006/088399 A1 + +

WO 2007/079935 + + + +

WO 2008/143568 A1 + +

1.3 Aufgabenstellung

Das Verbundvorhaben Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-

schendruckleitung hat zum Ziel ein rekuperationsfähiges, effizientes System für den Betrieb

von Hydraulikzylindern in einem Konstantdrucksystem zu entwickeln. Das System besteht

aus einer Konstantdruckleitung (Hochdruckleitung), einer Zwischendruckleitung und einer

Tankdruckleitung. Durch den Einsatz einer Zwischendruckleitung können mehrere diskrete

Druckpotenziale zwischen diesen unterschiedlichen Druckniveaus gewählt werden, wodurch

Verluste in den Ventilen reduziert werden können. Weiterhin erlaubt dieses System die Re-

kuperation potenzieller Energie und ist somit geeignet in hybriden hydraulischen Antrieb-

strängen mobiler Arbeitsmaschinen integriert zu werden.

Die Zwischendruckleitung ist mit einem Hydraulikspeicher verbunden, welcher auf einen

Druck vorgespannt ist, welcher zwischen dem Hochdruck und dem Tankdruck liegt. Das Sys-

tem ist schematisch in Abbildung 1.11 dargestellt und benötigt neben der erwähnten Zwi-

1. Einleitung

13

schendruckleitung mit Speicher zusätzlich zwei 3/2-Wege-Schaltventile und ein Proportional-

ventil pro Verbraucher. Über die Schaltventile kann zwischen Schaltzuständen mit folgenden

Druckpotentialen gewählt werden:

Hochdruck zu Zwischendruck (HDZD)

Zwischendruck zu Tankdruck (ZDTD)

Zwischendruck zu Zwischendruck (ZDZD, nur bei geladenem Speicher)

Hochdruck zu Tankdruck (HDTD)

Zusätzlich ist ein weiteres Schaltventil integriert, welches ein Zuschalten des Zwischen-

druckspeichers an die Saugseite der Pumpe ermöglicht, was aufgrund der niedrigeren anlie-

genden Druckdifferenz einen geringeren Energiebedarf der Pumpe zur Folge hat. Damit er-

geben sich zwei weitere Schaltstufen:

Hochdruck zu Zwischendruck mit Zuschalten (HDZD(2))

Hochdruck zu Tankdruck mit Zuschalten (HDTD(2))

Abbildung 1.11: Schaltschema eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung

(KonZwi)

Ein Wegesensor ist an jedem Zylinderkolben angebracht, um eine lastunabhängige Ge-

schwindigkeitsregelung zu erreichen. Drucksensoren, die an die Kolben- und Ringseite des

Zylinders angeschlossen sind, erfassen den auf den Zylinder wirkenden Lastdruck. Zusätz-

lich muss auch der Druck in der ZD-Leitung überwacht werden, damit die Steuerung die für

den Lastfall optimale Druckstufe erkennen und über die 3/2-Wege-Schaltventile einstellen

kann. Zusätzlich ist der Steuerung eine Kennlinie des verwendeten Speichers hinterlegt, so

dass die Überwachung des Zwischendruckes dazu dient, den aktuellen Ladezustand zu er-

mitteln. Im Falle von ziehenden Lasten sind alle Druckstufen auch in „umgekehrter“ Richtung

schaltbar, so dass beispielsweise bei der Druckstufe ZD-TD aus der TD-Leitung Öl entnom-

men und in die ZD-Leitung gedrückt werden kann.

Einen Sonderfall stellt die Druckstufe ZD-ZD dar: diese funktioniert ähnlich dem Prinzip der

Eilgangschaltung, indem Stangen- und Kolbenseite über die ZD-Leitung kurzgeschlossen

werden. In Abhängigkeit der Zylindergeometrie und des Druckes in der ZD-Leitung können

dabei unterschiedlich hohe Kräfte entstehen.

Eine Druckstufe kann grundsätzlich nur dann gewählt werden, wenn die damit erreichbare

Kraft ausreicht, um die am Zylinder wirkende Last zu bewegen. Um eine kontinuierliche Be-

1. Einleitung

14

wegung zu gewährleisten, muss diese Kraft also über der aktuell anliegenden Last liegen.

Die Differenz zwischen der aus der zugeschalteten Druckstufe verfügbaren Kraft und der am

Zylinder benötigten Kraft wird am Proportionalventil in Form von Drosselverlusten vernichtet.

Abbildung 1.12 zeigt am Beispiel der Druckstufe HD-ZD an einem Differentialzylinder den

Zusammenhang zwischen der Höhe der Verluste und dem Zwischendruck bei konstanter

Geschwindigkeit und Last (stationärer Zustand). Mit steigendem Druck in der ZD-Leitung

sinkt die Druckdifferenz zwischen HD-Leitung und ZD-Leitung und damit die verfügbare

Kraft, um den Zylinder zu bewegen. Um die Geschwindigkeit aufrechterhalten zu können,

muss also das Proportionalventil weiter geöffnet werden, was zu einer Verringerung der

Drosselverluste führt.

Die sich bei einer Druckstufe für jeden Zwischendruck ergebenden Maximalkräfte bilden eine

Linie, die über dem Zwischendruck aufgetragen werden kann. Die Druckstufe und der Zwi-

schendruck müssen also bei gegebenem Lastfall so gewählt werden, dass die Verluste mi-

nimal werden.

Abbildung 1.12: Maximalkräfte und Verluste bei der Stufe HD-ZD

Das KonZwi-System ist einfach im Aufbau und mit gewöhnlichen, am Markt erhältlichen

Komponenten, realisierbar. Allerdings erfordert es eine intelligente Steuerung und entspre-

chende zusätzliche Komponenten in Form von Speicher und Ventilen, um es effizient betrei-

ben zu können. Das Projektkonsortium, bestehend aus der ARGO-HYTOS GmbH, der FLU-

IDON GmbH, dem Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen am Karlsruher Institut für Techno-

logie (KIT) und der Hermann Paus Maschinenfabrik GmbH hat sich zur Aufgabe gemacht,

dieses System am Beispiel eines Radladers zu entwickeln und aufzubauen. Die wesentli-

chen Arbeitspakete waren:

Schaffung einer Vergleichsbasis (Verantwortlicher: Paus)

Entwicklung einer Steuerstrategie (Verantwortlicher: Mobima)

Unterstützung des Entwicklungsprozesses durch simulationstechnische Methoden (Verantwortlicher: FLUIDON)

Aufbau eines Prüfstandes und Optimierung der Umschaltvorgänge (Verantwortlicher: ARGO-HYTOS)

Vermessung und Umrüstung des Versuchsträgers (Verantwortlicher: Paus)

Das Ziel des Projektes ist es, die Effizienzsteigerung im Vergleich zu einem konventionellen

Load Sensing System in Form einer Kraftstoffeinsparung nachzuweisen.

0

10

20

30

40

50

60

60 80

Kraft [kN]

F

HDHD ZD

Kraftverlust durch

Drosselung am Ventil

FLast

Linie maximaler Kraft

Zwischendruck [bar]

HD=150 bar

2. Schaffung einer Vergleichsbasis

15

2 Schaffung einer Vergleichsbasis

Um eine Datenbasis zu schaffen in welcher festgehalten ist, welche Lasten und Geschwin-

digkeiten in der Arbeitshydraulik nötig sind, wurden zunächst Messungen an einem Ver-

suchsträger durchgeführt. Hierzu wurden typische Einsatzfälle des Radladers identifiziert.

Diese sind der Ladezyklus (Y-Zyklus) und die Palettenfahrt. Nach Angaben des Herstellers

Paus umfassen diese Einsatzfälle 90% aller Anwendungsfälle dieses Radladers, weshalb

man sich für die Entwicklung auf diese beiden Einsatzszenarien konzentriert hat.

In den nachfolgenden Abschnitten wird zunächst auf den Aufbau des Versuchsträgers ein-

gegangen. Später werden die Einsatzszenarien beschrieben und die Ergebnisse der Mes-

sungen dargestellt. Diese Ergebnisse wurden verwendet, um ein Simulationsmodell der Rad-

laderhydraulik aufzubauen und zu validieren.

2.1 Beschreibung des Versuchsträgers

Fahrzeugbeschreibung

Der PAUS- Radlader RL655 ist ein allradgetriebenes, knickgelenktes Fahrzeug, mit einer

pendelnden Hinterachse, die sich in schwierigen Geländen jeder Bodenbeschaffenheit an-

passt. Das Knickgelenk verbindet den Hinterwagen und den Vorderrahmen. Es verleiht dem

Fahrzeug eine große Manövrierfähigkeit. Auf dem Hinterwagen befindet sich neben dem

Motor der komplette Fahrantrieb und der Fahrerstand mit sämtlichen Bedienungs- und

Überwachungseinrichtungen. Der Fahrerstand ist durch eine beheizte Stahlkabine mit Si-

cherheitsverglasung geschützt.

Der Radlader ist durch sein vorne angebrachtes Ladersystem primär für das Schaufelladen

oder Ausgraben durch eine Vorwärtsbewegung bestimmt. Der Arbeitszyklus erstreckt sich

über das Füllen, Anheben, Transportieren und Entladen von Material.

Fahrantrieb

Angetrieben wird das Fahrzeug, je nach Ausführung, von einem wassergekühlten Dieselmo-

tor. Der Antrieb des Laders ist als hydrostatischer Fahrantrieb ausgeführt. Der hydrostatische

Fahrantrieb besteht aus der direkt am Dieselmotor angebauten Axialkolbenverstellpumpe

(mit Fahrautomatik) und dem Axialkolbenverstellmotor, der über Hochdruckschläuche mit der

Verstellpumpe in Verbindung steht.

Der Axialkolbenverstellmotor ist an dem Verteilergetriebe der Hinterachse angebaut. Das

Verteilergetriebe treibt die Hinterachse direkt und die Vorderachse über eine Gelenkwelle an.

PAUS-Radlader besitzen infolge der Fahrautomatik ein automotives Fahrverhalten d.h. dass

bei steigendem Zugkraftbedarf in Anlehnung an die Motordrückung die Geschwindigkeit au-

tomatisch zurückgenommen wird bzw. bei sinkendem Zugbedarf die Geschwindigkeit her-

aufgesetzt wird. In beiden Fällen erfolgt dieses bei optimaler Leistungsabnahme des Diesel-

motors.


16

Abbildung 2.1: Abmessungen des Radladers nach [Pau10]


17

Tabelle 2.1: Abmessungen des Radladers [in mm]

Tabelle 2.2: Kraftübertragung des Radladers

Bauart hydrostatischer Fahrantrieb

Typ Axialkolbenverstellpumpe

Axialkolbenverstellmotor

A 4077

B 3378

C 3062

D 38°

E 2672

F 683

G 42°

H 2145

I 5003

J 445

K 24°

L 40

M 2742

N 1980

O 1850

P R 4216

Q R 2010

R 40°

S 470

V 1549

V1 3166

W 1258

X 5634

Z 555


18

Tabelle 2.3: Technische Daten der Achsen

Vorderachse Planetentriebachse,mit Selbstsperrdifferential

Bauart

Hinterachse Planetentriebachse, Pendelachse mit Unter-

setzungsgetriebe und integrierter Lamellen-

bremse Bauart

Pendelwinkel ± 12°

Tabelle 2.4: Technische Daten der Lenkung

Bauart hydraulische Knicklenkung

Typ ± 40°

Tabelle 2.5: Bremsen des Radladers

Betriebsbremse Hydraulische Fußbremse betätigt zwei im

Ölbad laufende Lamellenbremsen, die über

den Allradantrieb auf alle 4 Räder wirken.

Feststellbremse Mechanisch betätigte Lamellenbremse in der

Hinterachse

Hilfsbremse Der hydrostatische Fahrantrieb wirkt zusätz-

lich als verschleißfreie Hilfsbremse

Tabelle 2.6: Elektrische Anlage des Radladers

Lichtmaschine Drehstrom 14 V, 60 A

Anlasser 2,2 kW / 12 V

Batterie 12 V - 88 Ah

Batteriespannung 12 V

Beleuchtung Beleuchtungseinrichtung entsprechend der

StVZO mit Halogen-Scheinwerfern

Tabelle 2.7: Gewichte

Leergewicht ohne Anbaugeräte 4600 kg

zul. Achslast vorne 4000 kg

zul. Achslast hinten 4000 kg

zul. Gesamtgewicht 5500 kg


19

Tabelle 2.8: Ladeanlage

Serienmäßig hydraulische

Schnellwechseleinrichtung, Ladeschaufelinhalt

0,8 m³

Schürftiefe bei waagerechter Schaufel 40 mm

Hubkraft am Boden 46 kN

Reißkraft 56 kN

Tabelle 2.9: Nutzlast mit Hubgabeln nach EN 474-3

Hubgabel 120 x 45 1250

Nutzlast Transportstellung / geknickt

80 % 2360 / 2000 kg

60 % 2100 / 1760 kg

Tabelle 2.10: Motor Abgasnorm COM 3 (ab BJ 2008 eingesetzt)

Fabrikat DEUTZ - Dieselmotor

Bauart Viertakt-Dieselmotor

Typ D 2011 L04I

Leistung bei 2300 U/min 43,1 kW

Hubraum 3619 cm³

Tabelle 2.11: Bereifung

Bauart einfach, luftbereift

Typ Standard 12.5-20 R 20 MPT 01

Typ Optional 405/70 R 20 MPT 01

Tabelle 2.12: Maximaler Geräuschemmissionswert dB(A)

Garantierter Schalleistungspegel Lwa= 101 dB/1pW


20

Zubehör / Anbaugeräte

Es besteht die Möglichkeit folgende Anbaugeräte anzubauen:

● Hubgabel

● Unischaufel

● Dunggabel

● Schneeschild

● Steingitterschaufel

● Leichtgutschaufel

● Strauchschaufel mit Niederhalter

● Lasthaken

● Kehrmaschine

2.2 Messfahrten/Arbeitszyklen

Für die Schaffung einer Vergleichsbasis ist es erforderlich, immer wiederkehrende Bewe-

gungsabläufe eines Radlader zu definieren. Dies sind Palettentransport sowie Graben/Laden

in Anlehnung an [VDI02].

Palettentransport/ Y-Zyklus

Tabelle 2.13: Bewegungsabschnitte nach [VDI02]

Vorgang Fahrbewegung Arbeitsbewegung

1. Anfahren

Anfahren zur Palette und

Gabel unter die Palette

schieben

Absenken der Gabel auf

Palettenhöhe

2. Palette aufnehmen Sobald Palette angehoben

ist Rückwärtsfahrt einleiten Anheben der Gabel

3. Zurücksetzen Rückwärtsfahrt bis Aus-

gangsposition

Gabel zurückkippen und

Hubgerüst absenken in

Fahrtposition (ca. 20-30 cm

über dem Boden)

4. Palette ablegen Vorwärts anfahren zur Abla-

destelle

Gabel nach vorne in waage-

rechte Position bringen und

Hubgerüst absenken (Palet-

te absetzen)

5. Zuücksetzen Zurückfahren zur Ausgang-

position

Hubgerüst anheben in

Fahrtposition


21

Abbildung 2.2: Palettentransport nach [VDI02]

2.2.1 Messtechnik/Messpunkte

Die Messtechnik besteht aus diversen Druck-, Temperatur-, Drehzahl-, Längenmess- und

Volumenstromsensoren. Diese sind an den vorgesehenen Messstellen eingebaut und wer-

den über ein CAN-Bus-System auf ein Multisystem 8050 geleitet, der als Master dient. Je

nach Sensortyp sind weitere Messboxen, die ebenfalls in den CAN-Bus eingebunden sind,

vorhanden.

Der Master dient der gesamten Erfassung der Messwert und gleichzeitig der Steuerung des

CAN-Bus. Die Messwerte werden über den Master ausgelesen und stehen somit zur weite-

ren Verarbeitung zu Verfügung. Diese Werte dienen letztendlich zur Entwicklung einer Steu-

erungsstrategie für das Konzwi-System.


22

Abbildung 2.3: Bockschaltbild für den Messaufbau

Auf dem Schaltplan befinden sich Indizes für die Messpunkte in Form von Waben mit einem

Index.

Index W… Längenmesssensor

Index D… Drucksensor

Index T… Temperatursensor

Index DZ.. Drehzahlsensor

Index V… Volumenstromsensor

Abbildung 2.4: Schaltplan mit Messstellen


23

2.2.2 Y-Ladezyklus

Der Ladezyklus des Radladers (Y-Zyklus) wurde nach [Koh06] durchgeführt. Dieser Zyklus

lässt sich in 5 Abschnitte aufteilen, welche in der nachfolgenden Tabelle aufgeführt sind.

Tabelle 2.14: Bewegungsablauf Y-Zyklus

Vorgang Fahrerbewegung Arbeitsbewegung

1. Einstechen Einfahren in Haufwerk Absenken des Hubzylinders

2. Schaufelfüllung Vorschub im Haufwerk für gute Schaufelfüllung

Anheben des Hubzylinders, leichtes Zurückkippen des Kippzylinders

3. Zurücksetzten Zurückfahren Hubgerüst nicht wieder ab-senken! Ggf. Schaufel weiter anheben

4. Fahrt zur Abladestel-le

Anfahren zur Abladestelle

Schaufel wird während des Anfahrens zur Abladestelle weiter angehoben bis End-position; bei Erreichen der Abladestelle Schüttgut aus-kippen

5. Zurücksetzen Zurückfahren zur Ausgangs-position

Schaufel zurück in waage-rechte Position bringen; Hubgerüst absenken in Fahrtposition

Für eine einfachere Handhabung wurden die gemessenen Drücke in Kräfte umgerechnet.

Diese Kraft/Weg-Diagramme bildeten die Basis der Untersuchungen zur Steuerstrategie.

Abbildung 2.5: Messergebnis Y-Zyklus


24

2.2.3 Referenzzyklus Palettenfahrt

Der Versuch zur Vermessung des Radladers wurde analog zu [Koh06] aufgebaut und durch-

geführt. Die Palettenfahrt wurde unterschieden in den Beladevorgang, bei welchem des Be-

laden eines Transportfahrzeugs simuliert wurde und in den Entladevorgang, bei dem ein

Transportfahrzeug entladen wurde. Die Bewegungen und Fahrtstrecken verliefen analog.

Palettentransport 1: Beladevorgang

Tabelle 2.15: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang


1. Anfahren



schieben

Absenken der Gabel auf

Palettenhöhe

2. Palette aufnehmen

Nach Aufnahme der Palette

Rückwärtsfahrt in Aus-

gangsposition

Anheben der Gabel und zu-

rück kippen (Gabel in Fahrt-

position)

3. Anfahren zur Ablade-

stelle

Vorwärtsfahrt bis Abladestel-

le

Hubgerüst anheben auf Ab-

ladehöhe mit gleichzeitigem

Nach-vorne-kippen der Ga-

bel in waagerechte Position

4. Palette ablegen Sobald Palette abgesetzt ist

Rückwärtsfahrt einleiten

Hubgerüst absenken und

Palette absetzen

5. Zurücksetzen Rückwärts fahren zur Aus-

gangposition


Fahrtposition

Abbildung 2.6: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang


25

Abbildung 2.7: Messergebnis Palettenfahrt - Beladezyklus

Palettentransport 1: Entladevorgang

Tabelle 2.16: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang


1. Anfahren



schieben

Anheben der Gabel auf Pa-

lettenhöhe

2. Palette aufnehmen Sobald Palette angehoben

ist Rückwärtsfahrt einleiten Anheben der Gabel

3. Zurücksetzten Rückwärtsfahrt bis Aus-

gangsposition

Gabel zurückkippen und


Fahrtposition (ca. 20-30cm

über dem Boden)

4. Palette ablegen Vorwärts anfahren zur Abla-

destelle

Gabel nach vorne in waage-

recht Position bringen und

Hubgerüst absenken (Palette

absetzen)

5. Zurücksetzen Zurückfahren zur Ausgangs-

position

Hubgerüst anheben in

Fahrtposition


26

Abbildung 2.8: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang

Abbildung 2.9: Messergebnisse Palettenfahrt - Entladevorgang

2.3 Erstellung eines Simulationsmodells für den Ist-Zustand

Um bereits in den frühen Entwicklungsphasen zuverlässige Aussagen über die zu erwarten-

de Steigerung der Energieeffizienz des KonZwi-Systems treffen zu können, und somit auch

die Energieeinsparungen des KonZwi-Systems mittels angepasster Schaltstrategien optimal

auslegen zu können, erfolgte in einem ersten Schritt die simulationstechnische Modellierung

des Ist-Zustandes und die Validierung der Modellgüte anhand von Messungen am Referenz-

system. Einerseits wurden so detaillierte Systemzusammenhänge deutlich und tiefe Einbli-

cke in das Systemverhalten möglich. Andererseits konnte durch dieses Vorgehen eine virtu-


27

elle Vergleichsbasis des Ausgangszustandes geschaffen werden, die es auf unkomplizierte

und schnelle Weise ermöglichte beliebige Lastzyklen im Hinblick auf ihren Energieverbrauch

digital am Rechner zu untersuchen.

2.3.1 Modellierung des LS-Systems

Da die hydraulischen Zylinderantriebe innerhalb des Projektes im Fokus der Systemoptimie-

rung standen wurden Lenkungs- und Fahrantrieb bei den simulationstechnischen Untersu-

chungen vernachlässigt. Um die Gesamtheit des Systems der Arbeitshydraulik abbilden zu

können, wurde für die Modellierung des hydraulischen Teilsystems ein eindimensionales

Systemsimulationsprogramm gewählt. Aufgrund einer umfangreichen Komponentenbiblio-

thek hydraulischer Bauteile und diversen Schnittstellen zu weiteren Software-Tools, wie

Steuerungsprogrammen oder Programmen der Mehrkörpermechanik (MKS), wurde hierfür

das Simulationsprogramm DSHplus [Flu12] genutzt. Gerade die Kopplungsmöglichkeit mit

Spezialwerkzeugen aus unterschiedlichen technischen Domänen gewährleistet hierbei eine

Durchgängigkeit in der Entwicklungskette und verhindert Dateninkonsistenz sowie Redun-

danzen in den unterschiedlichen Entwicklungsphasen [Ulr06].

Innerhalb des Systemsimulationsprogrammes erfolgte eine detaillierte Modellierung der Hyd-

raulik von Hub- und Kippsystem mittels unterschiedlicher Komponentenmodelle für Zylinder,

Ventile, Leitungen und Pumpen. Das hydraulische Teilmodell gliedert sich dabei grob in die

Druckversorgung des Systems, den Ventilblock inklusive allen Sicherheitsventilen und in die

Aktuatorik in Form von Zylinderantrieben mit entsprechender Berücksichtigung der Verroh-

rung. Besonderes Augenmerk wurde bei der Modellierung auf eine detaillierte Abbildung des

Load-Sensing-Systems gelegt. Wie in Abbildung 2.10 zu erkennen ist, stellt die an der

Druckwaage eingestellte Load-Sensing-Druckdifferenz bei einem Load-Sensing-System eine

maßgebliche Größe für die Energieeffizienz des Systems dar. Aufgrund der tiefergehenden

Untersuchungen des Ausgangssystems konnte herausgearbeitet werden, dass die Energie-

verluste des Load-Sensing-Systems jedoch nicht auf eine konstante Load-Sensing Druckdif-

ferenz ΔpLS bezogen werden können, da diese zwar theoretisch innerhalb der LS-

Druckwaage über die Federvorspannung mit 20 bar fest eingestellt ist, sich je nach Betriebs-

zustand aber im System unterschiedlich einstellen kann.


28

Abbildung 2.10: Energiebedarf hydraulischer Schaltungskonzepte

In Abbildung 2.11 sind Ergebnisse von Messungen am Ausgangssystem dargestellt, welche

am Mobima durchgeführt wurden. Die dargestellte Messung zeigt ein zweimaliges Aus- und

Einfahren der Hubzylinder (grüne Kurve) mit unterschiedlichen Geschwindigkeiten. Es ist

deutlich zu erkennen, dass die Load-Sensing-Druckdifferenz ΔpLS, welche sich aus der Diffe-

renz zwischen Systemdruck (rote Kurve) und Load-Sensing-Druck (blaue Kurve) ergibt, je

nach Bewegung zwischen 5 bar und 20 bar variiert.

Abbildung 2.11: Messergebnisse von Systemdruck und Load-Sensing-Druck

0

100

200

300

400

500

600

700

800

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 10 20 30 40 50 60

We

g [m

m]

Dru

ck [

bar

]

Zeit [s]

Load-Sensing-Druck

Systemdruck

Hubzylinderweg


29

Um diesen Effekt auch in der Simulation abbilden zu können wurden 4-3-Wegeventile mit

integriertem Load-Sensing-Anschluss, eine Druckwahl des höchstbelasteten Verbrauchers

mittels Wechselventil, sowie die Load-Sensing-Druckwaage mit nachgeschalteter Pumpen-

verstellung detailliert im Modell berücksichtigt. Abbildung 2.12 zeigt das hydraulische Modell

des Referenzsystems.

Abbildung 2.12: DSHplus Simulationsmodell der Arbeitshydraulik

Um auch die Mechanik des Systems möglichst exakt zu berücksichtigen und die Lastbedin-

gungen des Systems nicht durch statische Lastzyklen oder vereinfachte Lastkraftberechnun-

gen annähern zu müssen, erfolgte eine Modellierung der Mechanik mittels Mehrkörpersimu-

lation (MKS) innerhalb des Programmes MOBILE [Kec93], siehe Abbildung 2.13.


30

Abbildung 2.13: MOBILE Simulationsmodell der Radladerkinematik und –mechanik

Über eine spezielle Co-Simulations-Schnittstelle erfolgte dann in einem ersten Schritt eine

gekoppelte Simulation, in der beide Simulationswerkzeuge sequentiell entlang der Zeitachse

rechnen und zu bestimmten Synchronisationszeitpunkten ihre Daten austauschen. Die ge-

samte Simulationsumgebung zeigt Abbildung 2.14. Durch die Koppelung von spezialisiertem

Hydraulik- und Mechaniksimulationsprogramm konnte so sowohl die Hydraulik als auch die

Mechanik des Systems detailliert berücksichtigt werden.

Die Methode der Co-Simulation war für das KonZwi-Projekt aber mit zwei wesentlichen

Nachteilen verbunden, die dazu geführt haben, dass in den folgenden Entwicklungsschritten

eine alternative Kopplungsmethode von Hydraulik und Mechanik gewählt wurde. Zum Einen

werden bei der Co-Simulation in der Regel zwei unabhängige Simulationsprogramme ver-

wendet, was die Modellierungskomplexität und auch die Softwarekosten in die Höhe treibt,

und zum Anderen ist bei den marktgängigen Co-Simulationslösungen meistens die Mechanik

die führende Domäne, in die das Hydrauliksystem als Sub-System integriert wird.

Da es sich beim KonZwi-Projekt um einen Neuentwurf des Hydrauliksystems handelt, wel-

ches kontinuierlich erweitert bzw. modifiziert wird, während die Kinematik des Hubsystems

konstant gehalten wird, wäre die Sub-Systemlösung schlicht unpraktisch. Daher wurde für

das KonZwi-System eine Lösung verfolgt, bei der die Mechanik des Hubgerüstes in der Hyd-

rauliksimulation modelliert bzw. in diese integriert wird. Hierzu wurden die beschreibenden

Differentialgleichungen der Mechanik extrahiert und in ein eigenständiges Mechanikmodul

überführt, welches dann in der Bibliothek des hydraulischen Simulationsprogramms zur Ver-

fügung stand. Dieses eigenständige Mechanikmodul konnte dann problemlos in das Simula-

tionsmodell der Radladerhydraulik integriert werden.


31

Abbildung 2.14: Simulationsmodell der Arbeitshydraulik mit eingebettetem Mechanikmodell

2.3.2 Modellvalidierung

Um das Simulationsmodell des Ausgangszustandes zu validieren, erfolgte ein Abgleich von

Simulationsergebnissen mit Messwerten des Systems. In der Realität kann der Bediener des

Radladers die Ventilschieber manuell über entsprechende Hebel verfahren, um eine Bewe-

gung von Hub- und Kippsystem hervorzurufen. Da die Ventilschieberpositionen jedoch mess-

technisch nicht erfasst werden konnten, musste innerhalb des Modells eine geeignete Füh-

rungsgröße geschaffen werden, um einen Vergleich von Messung und Simulation durchfüh-

ren zu können. Die Ansteuerung des Ausgangsmodells erfolgte daher über Sollwegvorgaben

der Zylinder. Innerhalb der Systemsimulation wurde durch regelungstechnische Elemente

eine Lageregelung mit Hilfe von P-Reglern mit Verzögerungen erster Ordnung, implemen-

tiert, welche die Ansteuerung der Ventilschieber übernahm. Die Generierung der Sollwert-

vorgaben erfolgte in den ersten Modellierungsschritten durch Funktionsgeneratoren und im

späteren Verlauf, zu Zwecken der Modellverifizierung, durch gemessene Wegprofile von

Hub- und Kippzylindern des Referenzsystems.

Abbildung 2.15 zeigt die Gegenüberstellung von Simulationsergebnissen und Messungen

des Referenzsystems am Beispiel eines Hubzyklus. Dargestellt sind exemplarisch die Bewe-

gungsgrößen der Hubzylinder, sowie die für die Energieeffizienz relevanten Werte System-

druck und Pumpenvolumenstrom. Das Verhalten des Simulationsmodells zeigt dabei sehr

gute Übereinstimmungen mit dem realen System. Lediglich der Anstieg des Systemdruckes

beim Ablegen der Schaufel auf den Boden findet sich, aufgrund fehlender Berücksichtigung

eines mechanischen Bodenanschlages im Modell, in den Simulationsergebnissen nicht wie-

der.


32

Abbildung 2.15: Vergleich von Simulations- und Messergebnissen des Ausgangssystems

Durch das detaillierte Modell des Ist-Zustandes konnte, neben dem erhöhten Erkenntnisge-

winn über die Wirkzusammenhänge im Ausgangssystem, eine virtuelle Referenzbasis ge-

schaffen werden, welche im späteren belastbarere Aussagen über die Einsparpotenziale des

KonZwi-Systems ermöglichte.

3. Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

33

3 Entwicklung der KonZwi-Ventiltechnik

Wie die grundlegende Idee des KonZwi-Systems beschreibt, stehen hier neben der Versor-

gungs- und Tankleitung eine Zwischendruckleitung sowohl als Quelle als auch als Senke zur

Steuerung des Gesamtsystems „Arbeitshydraulik Radlader“ zur Verfügung.

Die Anforderung an das hydraulische Schaltungskonzept liegt darin, die situationsabhängige

Verbindung zwischen Versorgungs- bzw. Zwischendruck und Verbraucher herzustellen. Der

jeweilige Schaltungszustand wird grundlegend durch das geforderte Druckniveau des Ver-

brauchers festgelegt.

Abbildung 3.1: Grundlegendes hydraulisches Schaltungskonzept

Abbildung 3.1. zeigt ein mögliches, jedoch stark vereinfachtes Schaltungskonzept des

KonZwi-Systems.

3.1 Schaltschema des KonZwi-Systems

Wie einleitend beschrieben ergeben sich bei der Verschaltung des KonZwi-Systems gegen-

über üblichen hydraulischen Verschaltungen (Versorgen des Verbrauchers durch das Hoch-

drucksystem sowie das Ablassen des Verbrauchers zum Tank) zwei weitere „KonZwi“-

bedingte Zustände.

Zum Einen ist dies die Versorgung des Verbrauchers aus der Zwischendruckleitung und zum

Anderen das Laden der Zwischendruckleitung aus dem Verbraucher heraus, wobei das ak-

tuelle Verbraucher- und Zwischenleitungsdruckniveau Berücksichtigung finden muss.

Das hydraulische Schaltungskonzept sollte die oben beschriebenen Verbindungen ermögli-

chen. Hierbei ist darauf zu achten, dass der Vorgang des Überblendens so gestaltet wird,

dass der Anwender im Einsatzfall keinerlei Auswirkung durch den Vorgang erfährt.

Um dies zu realisieren müssen Informationen über den aktuellen Zustand des hydraulischen

Systems erfasst werden. Diese Information ist die Basisinformation für die Fallentscheidung

ob der Verbraucher aus der Zwischendruckleitung versorgt bzw. die Zwischendruckleitung

Zwischen-

druck

Hoch-

druck

Tank-

leitung

pU


34

aus dem Verbraucher geladen wird. Der Systemzustand ergibt sich letztendlich aus den

Drucksignalen der einzelnen Bereiche eventuell ergänzt um die Positionserfassung des Zy-

linders. Die Sensorinformationen entscheiden nicht nur über die Richtung des resultierenden

Volumenstroms sondern auch über die aktuelle Zwischenstellung des Ventilschiebers. Be-

dingt durch die Forderung eines ruckfreien Ein- / Ausblendens der Zwischenleitung, kommen

aus funktionaler und hydraulischer Sicht zur Umsetzung nur Proportionalventile in Frage.

Wie die zuvor beschriebenen Größen erfasst und weiter verarbeitet werden, hängt vom ge-

wählten Steuerungskonzept bzw. von der gewählten Steuerstrategie ab. Da zur Umsetzung

der Steuerstrategie eine elektronische Mobilsteuerung zum Einsatz kommt, ist die flexibelste

Möglichkeit zur Erfassung der benötigten Größen ebenfalls der elektronische Weg.

Das hier beschriebene hydraulische Schaltungskonzept sollte darüber hinaus die Möglichkeit

einer kompakten Ausführung haben. Hintergrund hierfür ist, dass jedem Verbraucher eine

hydraulische Steuereinheit, welche die Verbindung zu den drei genannten Anschlüssen

(Versorgung, Zwischendruck, Tank) bietet, vorgeschaltet werden muss.

3.1.1 Hydraulischer Schaltplan

Das bereits in Abbildung 3.1 vorgestellte Schaltungskonzept muss mit Blick auf die spätere

Anwendung und dem zugehörigen grundlegenden regelungstechnischen Aufwand überarbei-

tet werden. Dabei bleibt der Kern der KonZwi-Schaltung (wählbare Verbindung zwischen

Hoch- und Zwischendruck, sowie Zwischen- und Tankdruck) jedoch erhalten.

Unter regelungstechnischen Aspekten stellt die in Abbildung 3.1 aufgeführte Schaltung sämt-

liche Freiheitsgrade zur Verfügung. Durch den hochgradigen Einsatz der Proportionaltechnik

in sämtlichen Verbindungszweigen kann somit jede beliebige Position als auch jeder beliebi-

ge Positionswechsel angefahren werden. Spiegelt man diesen Aufbau an einem der Projekt-

ziele, nämlich ein System mit Energierückgewinnung zu schaffen, welches sich im Laufe

seiner Betriebszeit amortisiert, so muss man von dem Einsatz der Proportionaltechnik in je-

dem Verbindungszweig aus Kostengründen abweichen.

Aus diesem Grunde wurde im Rahmen der beteiligten Partner entschieden anstatt, wie dar-

gestellt 3 Proportionalventile zu verwenden, lediglich noch ein Proportionalventil (4/3-Wege)

und zwei 3/2-Wege Schaltventile in die Schaltung zu integrieren. Um hydraulische Schläge

innerhalb des Systems während des Schaltvorgangs so weit wie möglich zu vermeiden, wer-

den Schaltventile mit integrierter hydraulischer Dämpfung verwendet. Durch den Einsatz der

Schaltventile ist das System nicht mehr so kostenintensiv wie zuvor, jedoch werden neue

aber auch höhere Anforderungen an die regelungstechnische Auslegung des Systems ge-

stellt, da nun nur noch die direkte Verbindung zum Verbraucher kontinuierlich verstellt wer-

den kann und die beiden anderen durch feste Schaltzeiten definiert sind.

Sollte den regelungstechnische Anforderungen des Systems aufgrund hoher Druckdifferen-

zen am Ventil nicht Rechnung getragen werden können, so besteht die Möglichkeit vor bzw.

nach dem Proportionalventil eine Druckwaage in das System zu integrieren. Druckwaagen

zeichnen sich dadurch aus, dass sie die anliegende Druckdifferenz über dem Ventil nahezu

konstant halten. Durch den Einsatz einer Druckwaage innerhalb des Systems wird das Pro-

portionalventil nahezu von den Druckschwankungen entkoppelt und kann nun aufgrund der

konstant anliegenden Druckdifferenz viel mehr gesteuert als geregelt werden. Der Hinter-

grund warum dieser Lösungsansatz nicht direkt angestrebt wird ist, dass prinzipbedingt die

Druckwaage Druckverluste im System erzeugt, welche sich negativ auf die Gesamtenergie-

bilanz auswirken.

Um die bisher erarbeitete KonZwi-Schaltung innerhalb des Versuchsfahrzeugs „Radlader“

zum Einsatz kommen zu lassen, muss die Schaltung um sicherheitsrelevante Komponenten

bzw. Schaltungen ergänzt werden.


35

Auf die Vielfalt der möglichen Schaltungskombinationen und somit auch die sich stellende

Komplexität wird in Kapitel 4.1 im Rahmen der Steuerstrategie vertiefend eingegangen.

Das folgende Bild zeigt den grundlegenden Schaltplan, wie er in diesem Projekt umgesetzt

wurde.

Abbildung 3.2: KonZwi-Schaltungskonzept in der späteren Anwendung

Der in Abbildung 3.2 wiedergegebene Schaltplan wird im Gesamtsystem mehrfach wieder-

verwendet. Letztendlich zweimal jeweils in der Funktion Heben/Senken und Kippen. Die wei-

tere Funktion des Ver- und Entriegelns wird vom KonZwi-Aspekt ausgenommen da diese

Funktion nur während eines Werkzeugwechsels genutzt wird und hierbei nur geringe Ener-

giemengen Verwendung finden, so dass an dieser Stelle bzw. in dieser Funktion kein nen-

nenswertes Einsparpotential erwartet wird.

Letztendlich zeigt Abbildung 3.3 den Gesamtaufbau der KonZwi-Verschaltung im System

Radlader für die Arbeitsfunktionen Heben/Senken, Kippen und Ver- bzw. Entriegeln. (Nicht

dargestellt ist die Verbindung der Zwischendruckleitung zur Saugseite der Pumpe, da diese

nicht innerhalb der Steuerblöcke integriert wurde)


36

Abbildung 3.3: Gesamtaufbau KonZwi-System Radlader

Heben / Senken

Kippen

Ver-/ Entriegeln


37

3.1.2 Steuerblock

Im diesem Kapitel wird kurz auf den Aufbau des Steuerblocks eingegangen, der sich aus

Abbildung 3.2. ergibt.

Abbildung 3.4 zeigt den Aufbau des Steuerblocks. Zur besseren Orientierung sind die Ventile

farblich abgehoben. Die Farben korrespondieren mit den Darstellungen im darauffolgenden

Hydraulikschaltplan (Abbildung 3.5).

Abbildung 3.4: Vorder- und Rückansicht des KonZwi-Steuerblocks

Abbildung 3.5: Aufbau des KonZwi-Steuerblocks


38

Abbildung 3.6 zeigt schlussendliche Umsetzung vom Schaltplan über den virtuellen Prototy-

pen bis hin zum realen Muster.

Abbildung 3.6: Reales Muster des KonZwi Steuerblocks

3.1.3 Auswahl der Ventile

Im Rahmen dieses Kapitels wird auf die an der KonZwi-Schaltung wesentlich beteiligten

Proportional- und Schaltventile eingegangen. Alle weiteren Ventile die in Abbildung 3.2 dar-

gestellt sind, wie z.B. Rückschlagventile, Druckbegrenzungsventile und verstellbare Drosseln

dienen im Wesentlichen der Sicherheit des Systems.

Das Proportionalventil hat die Aufgabe die Hochdruckseite mit dem Verbraucher (z.B. Zylin-

der/Kolbenboden) und gleichzeitig die Rücklaufseite des Verbrauchers (z.B. Zylin-

der/Stangenseite) mit der Niederdruckseite zu verbinden. Im KonZwi System stehen als

Hochdruckseite die direkte Versorgung der Pumpe als auch der Zwischendruck zur Verfü-

gung, als Niederdruckseite die Tankleitung wie auch die Zwischendruckleitung. Welche Lei-

tungen mit dem Proportionalventil verbunden werden, entscheidet die Steuerstrategie. Diese

schaltet dementsprechend die Schaltventile.

Das Proportionalventil hat vor allem die Aufgabe den Wechsel der Versorgungsdrücke sowie

auch der Niederdruckseite so zu vollziehen, dass der Anwender davon nicht beeinflusst wird.

Aus diesem Grunde ist ein PRM7-Ventil der Firma ARGO-HYTOS dafür ausgewählt worden.

Das PRM7 besitzt eine digitale OnBoardElektronik (OBE) und kann somit auch selbstständig

Regelkreise ausführen und schließen. Abbildung 3.7 zeigt ein PRM7 mit OBE und ohne Po-

sitionserfassung. Wie bereits in vorhergehenden Kapiteln erläutert wird aus Kostengründen

auf den Positionssensor verzichtet.

Abbildung 3.7: PRM7 mit OBE und ohne Positionserfassung

Damit das PRM7 ohne Positionssensor verwendet werden kann muss die Korrelation zwi-

schen Ansteuersignal (generiert aus der Mobilsteuerung) und dem sich ergebenden Volu-

menstrom in Abhängigkeit der anliegenden Druckdifferenz bekannt sein. Damit das Ventil


39

beim Umschalten des KonZwi-Systems entsprechend angesteuert werden kann ist der an-

gesprochene Zusammenhang explizit für das verwendete Ventil experimentell erfasst wor-

den.

Das Ergebnis kann der Abbildung 3.8 entnommen werden. Das unbearbeitete Kennfeld

(nicht dargestellt) weist eine Hysterese im Verlauf auf. Da diese Hysterese aber stark ab-

hängig von der Bewegungsrichtung, sowie der Änderungsgeschwindigkeit ist kann sie in der

Mobilsteuerung nicht berücksichtigt werden. Hintergrund hierfür ist das sämtliche möglichen

Änderungsgeschwindigkeiten bei der Vermessung des Ventils Berücksichtigung finden müs-

sen und zur Erfassung dieser sowie der Bewegungsrichtung wiederum ein Sensor ins Sys-

tem integriert werden muss der aus Kostengründen eingespart werden soll.

Aus diesem Zusammenhang heraus ergeben sich bereits Abweichungen die zu Lasten der

Genauigkeit der Steuerung gehen.

Abbildung 3.8: Kennfeld Proportionalventil

Die Schaltventile, welche für die Zu- und Abführung der entsprechenden Anschlüsse verant-

wortlich sind werden ebenfalls messtechnisch erfasst. Im Vergleich zu den Proportionalventi-

len ist dies jedoch aufgrund der Ventilart deutlich einfacher. Da die Schaltventile lediglich 2

stabile Positionen besitzen werden in diesem Fall die Druckverluste in Abhängigkeit des Vo-

lumenstroms erfasst. Das Ergebnis ist in Abbildung 3.9 aufgeführt.

Beide Charakteristiken werden in der Steuerstrategie berücksichtigt und somit auch in die

Mobilsteuerung integriert.


40

Abbildung 3.9: Druckverlustcharakteristik Schaltventil

3.1.4 Aufbau des Komponentenprüfstandes (Mobima)

Um die Umschaltvorgänge zwischen den verschiedenen Schaltstufen zu testen und zu opti-

mieren, wurde ein Prüfstand aufgebaut. Abbildung 3.10 zeigt den Prüfstandsaufbau. Es wird

der in Abbildung 3.6 gezeigte Ventilblock mit dem 4/3-Wege Proportionalventil und den 3/2-

Wege Schaltventilen verwendet. Die Drücke pHD und pZD sind über Druckbegrenzungsventile

einstellbar und der Zylinder wird durch ein nicht entlastetes Druckbegrenzungsventil ersetzt.

Dieses erzeugt die Druckdifferenz, welche sich eigentlich durch die Last am Zylinder ein-

stellt. Um das Proportionalventil in beide Richtungen durchströmen zu können, werden zwei

Druckbegrenzungsventile und zwei Rückschlagventile verwendet, um die Last zu simulieren.

Der Zwischendruck wurde immer über die Druckbegrenzungsventile konstant gehalten.

Um Massenträgheiten, Kapazitäten und Reibkräfte des Hubzylinders mitberücksichtigen zu

können, wurde im späteren Verlauf direkt der Hubzylinders des Radladers mit dem Prüfstand

verbunden. Anstelle der nicht entlasteten Druckbegrenzungsventile sind über Schlauchlei-

tungen und Schnellkupplungen die Hubzylinder des Radladers in den Prüfstand eingebun-

den. Somit kann das Hubgerüst des Radladers über den Prüfstand angehoben und gesenkt

werden. Die Anbindung des Hubgerüstes an den Prüfstand, ist in Abbildung 3.11 skizziert.


41

Abbildung 3.10: Aufbau des Prüfstands

Abbildung 3.11: Anbindung des Hubzylinders an den Prüfstand


42

Über Druckbegrenzungsventile werden Hochdruck- und Zwischendruck auf konstante Werte

eingestellt. Diese Werte wurden während der Messversuche auch als konstant angenommen

und messtechnisch nicht erfasst. Während eines Messzyklus werden die Hubzylinder mit

vorgegebener Geschwindigkeit einmal komplett ausgefahren und somit das Hubgerüst des

Radladers angehoben. Während des Hubvorgangs wird der Kippzylinder nicht bewegt und

ist so weit wie möglich ausgefahren. Das Absenken der Schaufel ist nicht Teil der Messung

und wird nicht aufgezeichnet. Um die Ergebnisse diskutieren zu können, müssen folgende

Größen gemessen werden:

• Druck auf der Kolbenseite: pA

• Druck auf der Stangenseite: pB

• Hubweg: s

• Zustand der Schaltventile

• Ventilsignal: SigV

• Öltemperatur: T

Hierbei sind die physikalischen Größen Druck in bar, Weg in mm und Temperatur in °C an-

gegeben. Das Ventilsignal wird in Prozent angegeben, dabei entsprechen 0 % einem Signal

von 12 mA, der Ventilschieber befindet sich in Neutralstellung. Ein Wert von 100 % ent-

spricht einem Signal von 20 mA und einer maximalen Steuerkantenöffnung in die eine Rich-

tung, -100% entsprechen 4 mA und einer maximalen Steuerkantenöffnung in die andere

Richtung. Die Zustände der Schaltventile sind als digitale Zustände dimensionslos.

Die Drücke an der Zylinderkolben- und Stangenseite werden unter Zuhilfenahme von Druck-

sensoren erfasst. Diese liefern, genau wie der Temperatursensor, ein analoges Spannungs-

signal. Für das gesamte System ist nur ein Abstandssensor vorgesehen, daher wird dieser

für die Regelung und die Messung verwendet. Das analoge Spannungssignal des Abstands-

sensors wird parallel an die Steuerung und die Messtechnik geleitet. Die Zustände der

Schaltventile können direkt von der Steuerung abgegriffen werden. Das Signal für die Mes-

sungen ist parallel zu dem Steuersignal der Schaltventile angeschlossen. Dadurch erhält

man ein digitales Spannungssignal, welches den Schaltzustand des Ventils beschreibt. Da

bei der Steuerung nur analoge Stromausgänge benutzt werden und sie das Proportionalven-

til mit Hilfe eines solchen Signals steuert, kann hier nicht ohne Weiteres ein paralleler Abgriff

erfolgen. Stattdessen, wird ein weiterer analoger Stromausgang der Steuerung mit dem Ven-

tilsignal für das Proportionalventil beschaltet. Als Verbraucher wird ein Widerstand einge-

bunden und über den Spannungsabfall an diesem Widerstand das Ventilsignal bestimmt. Um

ein Signalrauschen zu vermeiden und auch größere Kabellängen zuzulassen, werden die

Spannungen differentiell gemessen. Unter Einsatz der National Instruments Hardware

cDAQ-9172 und einer analogen Messkarte NI 9205 wurden die Signale an einen PC über-

tragen und mit der Software LabView mit einer Frequenz von 1000 Hz aufgezeichnet. Abbil-

dung 3.12 zeigt den verwendeten Messaufbau und Abbildung 3.13 die dafür benutzte Hard-

ware.


43

Abbildung 3.12: Schematischer Aufbau der Prüfstandsmessungen

Abbildung 3.13: Messdatenerfassungssystem

3.1.5 Ergebnisse aus Versuchen am Komponentenprüfstand (Mobima)

Abbildung 3.14 zeigt den Messschieb bei einer zusätzlichen Masse von 800 kg in der Schau-

fel und einer vorgegebenen Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s.


44

Abbildung 3.14: Messschrieb der Kennfeldregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer

Soll-Geschwindigkeit von 30 mm/s

Bei diesen Versuchen befindet sich der Druck an der Kolbenseite zwischen 125 und 135 bar

im Zustand HDZD und zwischen 85 und 95 bar bei HDTD. Demnach liegt eine Druckdiffe-

renz Δp von 25 bis 35 bar beziehungsweise von 65 bis 75 bar vor. Das Ventilsignal hat einen

Wert von 40% und bleibt während beider Messungen annähernd konstant. Es ist sehr gut zu

sehen, dass sich die Geschwindigkeit im Zustand HDTD richtig einstellt und konstant gehal-

ten wird.

Bei HDZD fällt die Hubgeschwindigkeit jedoch stark ab, so dass der Zylinder nur noch sehr

langsam ausfährt und ab einem Hubweg von 310 mm praktisch bei Null ist. Hier wurde der

Versuch abgebrochen und das Ventilsignal manuell auf Null gesetzt. Auffällig ist dabei, dass

das Ventilsignal nur einen Wert von 40 % hat. Würde die Steuerung das Proportionalventil

weiter öffnen, wäre zu erwarten, dass die richtige Hubgeschwindigkeit eingestellt werden und

der Zylinder bis in die Endposition ausfahren könnte.


45



Um zu kontrollieren, ob das richtige Ventilsignal von der Steuerung an das Proportionalventil

gesendet wurde, wurden die Messdaten zu vier Zeitpunkten herangezogen und mit den

Kennfeldwerten verglichen. Abbildung 3.15 zeigt den Messschrieb der Kennfeldregelung, die

Werte zu den vier markierten Zeitpunkten sind in Tabelle 3.1 aufgeführt.

Tabelle 3.1: Ausgesuchte Werte aus dem Messschrieb

Zeit Druckdifferenz Ventilsignal Geschwindigkeit

t1 = 1,74 s Δp1 = 73,26 bar SigPV;1 = --43;07 % v1 = 27,61 mm/s

t2 = 5,01 s Δp2 = 31,18 bar SigPV;2 = -43;57 % v2 = 10,12 mm/s



Legt man die oben bestimmten Druckdifferenzen bei einer Soll-Geschwindigkeit von 30

mm/s in das Kennfeld aus Abbildung 3.8 ein, so ergeben sich folgende Ventilsignale:

Ventilsignal1 = 44,7 %




Diese aus dem Kennfeld ermittelten Ventilsignale stimmen im Rahmen der Messungenauig-

keiten mit den im System gemessenen Ventilsignalen überein, es wird also das vom Kenn-

feld geforderte Signal an das Proportionalventil gesendet. Die gewünschte Soll-


46

Geschwindigkeit kann aber auch hier von der Kennfeldregelung nicht immer eingehalten

werden.

Abbildung 3.16: Kennfeld bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von

30 mm/s

Zum Vergleich sind in Abbildung 3.17 die Messergebnisse der Positionsregelung für diesen

Versuch abgebildet. Die Drücke pA und pB haben zu Beginn der Messung ähnliche Werte wie

bei der Kennfeldregelung. Da die Hubzylinder hierbei jedoch ganz ausgefahren sind, steigen

mit wachsendem Hubweg aufgrund der Hubkinematik auch die Drücke, da zudem die Last

größer wird. Der Druck pA liegt hier im Bereich von 125 bis 155 bar bei HDZD und zwischen

85 und 105 bar bei HDTD. Wie schon bei leerer Schaufel ist der Regler zu langsam, um die

dynamischen Effekte während des Umschaltvorgangs auszuregeln. Stationär erreicht er aber

wieder die gewünschte Hubgeschwindigkeit.

Abbildung 3.17: Messschrieb der Positionsregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer



47

Die Messergebnisse haben gezeigt, dass es mit der Kennfeldregelung nicht zu jedem Be-

triebspunkt möglich war, die gewünschte Soll-Geschwindigkeit im System einzustellen. Ob-

wohl immer die vom Kennfeld geforderten Ventilsignale an das Proportionalventil übergeben

werden, kann nicht bei jeder Druckstufe und jeder Soll-Geschwindigkeit der gewünschte Vo-

lumenstrom durch das Ventil fließen. Bei Verwendung der Positionsregelung kann zumindest

im stationären Fall die Soll-Geschwindigkeit erreicht und somit die Regelungsaufgabe erfüllt

werden. Das Proportionalventil kann also den gewünschten Volumenstrom zur Verfügung

stellen, wenn ein entsprechendes Ventilsignal anliegt.

Das Problem der Kennfeldregelung (d.h. dass nicht bei jedem Betriebspunkt kann die gefor-

derte Soll-Geschwindigkeit erreicht werden kann) ist grundsätzlich darauf zurückzuführen,

dass mit der Regelung das Ventilsignal des Proportionalventils und nicht die im Ventil vorlie-

gende Steuerkantenöffnung geregelt wird. Im Folgenden soll auf diese Problematik näher

eingegangen werden. Bei der Erstellung des Kennfeldes wurde bei konstantem Ventilsignal

die Druckdifferenz erhöht und der durch das Proportionalventil fließende Volumenstrom ge-

messen. Die schwarze Kurve in Abbildung 3.18(a) zeigt den erwarteten Verlauf des Volu-

menstroms über der Druckdifferenz bei konstantem Ventilsignal. Der reale Verlauf der Kurve

ist in Abbildung 3.18(a) als rote Kurve zu sehen. Ab einer bestimmten Druckdifferenz steigt

der Volumenstrom trotz weiter anwachsender Druckdifferenz nicht weiter an. Der Proportio-

nalmagnet erzeugt in Abhängigkeit vom anliegenden Ventilsignal eine Kraft auf den Ventil-

schieber und stellt somit eine Steuerkantenöffnung ein. Die Strömungskraft im Ventil wirkt

entgegen der vom Proportionalmagneten erzeugten Kraft. Steigt die Druckdifferenz und so-

mit der Volumenstrom, werden auch die Strömungskräfte auf Grund der größeren Strö-

mungsgeschwindigkeiten ansteigen und die Steuerkantenöffnung wird kleiner. Abbildung

3.18(b) zeigt den dargelegten Sachverhalt. Dabei zeigt die schwarze Kurve die erwartete und

die rote Kurve die tatsächliche Steuerkantenöffnung.

Abbildung 3.18: Ideales und reales Verhalten eines Proportionalventils

Zudem ist die Position des Ventilschiebers auch davon abhängig, wie schnell sich die Druck-

differenz ändert. Wird diese sprunghaft variiert, so ändern sich die Strömungsverhältnisse im

Ventil und es wird eine andere Steuerkantenöffnung eingestellt, wie wenn dieselbe Druckdif-

ferenz langsam angefahren wird. Dieser Effekt ist in Abbildung 3.18(b) als gestrichelte Linie

eingezeichnet. Des Weiteren ist in hydraulischen Proportionalventilen immer eine Hysterese

vorhanden. Bei konstantem Ventilsignal und sich ändernder Druckdifferenz hängt die Steu-

erkantenöffnung davon ab, ob der Ventilschieber sich in öffnende oder schließende Richtung

bewegt. Diese Hysterese entsteht aus einem Zusammenspiel von Einflüssen der Strö-

mungskraft, der Reibung des Ventilschiebers und der Hysterese der Proportionalmagnete.

Anhand des Ventilsignals ist also nicht unbedingt eine genaue Aussage über die Steuerkan-

tenöffnung des Proportionalventils zu treffen, da diese vom Arbeitspunkt und der Richtung

abhängig ist in welche sich der Ventilschieber verschiebt. Durch die Verwendung des Diffe-

rentialzylinders, kann es zusätzlich zu Abweichungen kommen.


48

Bei der Erfassung des Kennfeldes sind die Volumenströme durch das Proportionalventil vom

P- zum A-Anschluss und vom B- zum T-Anschluss des Ventils gleich groß. Auf Grund des

Differentialzylinders ist der Volumenstrom von B nach T allerdings kleiner als der von P nach

A. Dies führt dazu, dass sich auch die Strömungskräfte an der Steuerkante der Verbindung

von B nach T bei der Verwendung eines Differentialzylinders zu den Strömungskräften bei

der Erfassung des Kennfeldes unterscheiden. Dieser Unterschied wirkt sich wiederum auf

die Steuerkantenöffnung in der Verbindung von P nach A und somit auf den Volumenstrom

durch das Ventil aus.

Aufgrund dieser Erkenntnisse wurde im weiteren Verlauf des Projektes darauf verzichtet, an

einer Geschwindigkeitsregelung der Zylinder auf Basis eines Kennfeldes festzuhalten und

man entschied sich, die Geschwindigkeit direkt über einen externen Sensor zu regeln.

3.2 Mobile Steuerung für das KonZwi-System

Zur Minimierung des Energiehaushaltes untersuchte ARGO-HYTOS, welche im Zusammen-

hang mit der Steuerstrategie möglichen Ansteuerungskonzepte (z.B. analog oder CAN-Bus)

umgesetzt werden können. Hierzu wurde auf neutraler Ebene mit Blick auf die Projektziele

ein Vergleich der einzelnen möglichen Ansteuerungsarten und –systeme erarbeitet. Die fol-

genden Darstellungen (vgl.: Abbildung 3.19, Abbildung 3.20 und Abbildung 3.21), zeigen die

möglichen Komplexitätslevel der Systemarchitekturen mit ihren jeweiligen Vor- und Nachtei-

len.

Abbildung 3.19: Steuerungskonzept A ohne Bussystemanbindung der Ventile

Abbildung 3.20: Steuerungskonzept B mit lokalen CANopen-Knoten am Hydrauliksteuerblock


49

Abbildung 3.21: Steuerungskonzept C mit CANopen-fähiger Elektronik direkt am Ventil

Bei der Abwägung der Ziele, zur Verfügung stehender Ressourcen und des Zeitplans wurde

ein mehrstufiges Konzept erarbeitet. Im ersten Schritt sollte das Steuerungskonzept A um-

gesetzt werden, da zu diesem Zeitpunkt keine CANopen-fähige Elektronik von Argo-Hytos

zur Verfügung stand. Die Programmierung sollte jedoch so gestaltet werden, dass ein Um-

stieg auf Steuerungskonzept C ohne größeren Aufwand jederzeit möglich sein sollte. Parallel

dazu wurde die Weiterentwicklung der bereits CANopen-vorbereiteten Elektronik vorange-

trieben.

Im Endeffekt wird der Preis der einzelnen Komponenten (Ventil, Steuerung, Sensor) und des

Gesamtsystems (Verkabelungsaufwand, Modularität, etc.) entscheiden, welches Steue-

rungskonzept sich durchsetzt.

3.2.1 Auswahl der Steuerung

Ausgehend von den vorherigen Überlegungen muss die Steuerung neben den zu erwarten-

den Kriterien, wie Mobiltauglichkeit, ausreichende Performance und Preis auch folgende

Punkte erfüllen:

Modularität (zum Zeitpunkt der Auswahl war beispielsweise die abschließende An-zahl der anzusteuernden Ventile nicht klar)

Eignung für alle drei angedachten Steuerungskonzepte (ohne Busanbindung, mit CANopen-angebundenen Inseln und CANopen-angebundenen Ventilen)

Nach Abwägung aller zu erfüllenden Punkte und Gegenüberstellung mehrerer am Markt ver-

fügbarer Steuerungen wurde die mobile Steuerung digsyCompact mit der (über CANopen)

anschließbaren Erweiterung ICN-V der Firma InterControl ausgewählt.

3.2.2 Aufbau der Steuerung

Um die Eignung der ausgewählten Steuerung für die Aufgabe zu demonstrieren, wurde ein

Demonstrator bei der Firma ARGO-HYTOS GMBH aufgebaut und programmiert. Die ge-

wonnenen Erkenntnisse wurden in Zusammenarbeit zwischen ARGO-HYTOS und Mobima

an der Steuerung des Versuchsfahrzeugs bei Mobima umgesetzt.

Im Rahmen des Projektes wurde die Steuerungssoftware erweitert um die angeschlossene

Erweiterung ICN-V über den CAN-Bus ansprechen zu können.

Die genutzte Steuerung bietet nicht ausreichend analoge Ein- und Ausgänge um alle not-

wendigen Sensoren und Aktoren auf der Versuchsmaschine gleichzeitig ansprechen zu kön-

nen. Um die Anzahl der verfügbaren Ports zu steigern und einen Ansatz für CAN-

4. Entwicklung einer Steuerstrategie

50

Implementation auf der Steuerung zu ermöglichen wurde die bestehende Software in Zu-

sammenarbeit zwischen ARGO-HYTOS und Mobima um die notwendigen Module zur Steue-

rung des CAN Busses, um das CANopen Protokoll und die Ansteuerung der Erweiterungs-

moduls von Intercontrol ICN-V erweitert. Zugleich ist das eine Variante des in Kapitel 3.2

vorgestellten Steuerungskonzeptes C.

Die Implementierung der neuen Softwaremodule erfolgte in der Entwicklungsumgebung der

Digsy Compact Steuerung, Codesys, im strukturierten Text nach IEC61131-3. Die neuen

Module können als Grundlage für Implementierung der CAN (CANopen) Kommunikation mit

den im Rahmen des Projektes entwickelten, CANopen fähigen Ventilen der Firma ARGO-

HYTOS GMBH dienen. Auf den direkten Einsatz der um die CANopen-Fähigkeit erweiterten

Ventile musste im Rahmen des Projektes verzichtet werden, da die Serientauglichkeit der

Ventile noch nicht sichergestellt war.

4 Entwicklung einer Steuerstrategie

Für die Steuerung des Systems wurde ein Steuerungs-Gesamtkonzept entwickelt, welches

sowohl die Steuerung (bzw. Regelung) der Zylinder übernahm als auch die Steuerung der

Schaltventile. Für die Regelung der Geschwindigkeiten erhält die Steuerung ein Soll-

Geschwindigkeitssignal vom Bediener über den Joystick. Die Steuerung misst die aktuelle

Geschwindigkeit und vergleicht diese mit dem Sollwert. Eine Abweichung wird von der Steu-

erung detektiert und in eine Änderung des Steuersignals an das Proportionalventil umge-

setzt.

Die Steuerung der Schaltventile ändert die Schaltzustände des Systems und wählt den

Schaltzustand, welcher den Wirkungsgrad des Systems erhöht. Dabei wurde eine Sicher-

heitsabfrage vorgesehen, welche die Wahl von Schaltzuständen nur dann ermöglicht, wenn

die dadurch erzeugbare Kraft groß genug ist, um die aktuelle Last zu bewegen. Weiterhin

wird eine Speicherentleerung nur dann erlaubt, sofern das Speicher-Überwachungsmodul

noch ausreichend zur Verfügung stehendes Öl im Speicher detektiert.

Beide Regelkreise, Geschwindigkeitsregelung und Schaltventil-Regelung wurden als unab-

hängige Regelkreise erstellt und wurden als „innerer Regelkreis“ und „Äußerer Regelkreis“

genannt. In Abbildung 4.1 ist der Aufbau der Steuerung dargestellt.

Abbildung 4.1: Grundsätzlicher Aufbau der Steuerung


51

In den nachfolgenden Abschnitten wird die Vorgehensweise zur Ableitung und Optimierung

des äußeren Regelkreises dargestellt. Ergebnisse zur Funktionsweise des inneren Regel-

kreises sind in Abschnitt 5.2 dargestellt.

4.1 Bestimmung der optimalen Schaltsequenz

Die verfügbaren Schaltzustände eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung

(KonZwi-System) unterscheiden sich neben den Druckpotentialen auch in der Art, wie sie

den Speicher verwenden. Während es - einen ausfahrenden Differentialzylinder angenom-

men – in den Stufen ZDZD, ZDTD, sowie HDTD(2) und HDZD(2) zu einer Entladung des

Speichers kommt, wird in der Stufe HDZD der Speicher geladen. Mit einer Änderung des

Ladezustandes des Speichers ändert sich jedoch auch sein Druck, was eine direkte Auswir-

kung auf die Druckpotenziale der einzelnen Stufen hat. Diesen Effekt kann eine Steuerung

nutzen, indem sie Be- und Entladevorgänge so steuert, dass das Druckpotential stets opti-

mal an die Last angepasst ist und potentielle Energien, sofern vorhanden, möglichst rekupe-

riert werden können. Anders als bei Load Sensing Systemen, in welchen sich stets ein kon-

stanter Regeldruckverlust zwischen Systemdruck und höchstem Lastdruck einstellt, sind die

Drosselverluste in einem KonZwi-System abhängig vom Druckpotential der gewählten Stufe,

so dass die Steuerung eine Sequenz von Schaltzuständen finden muss, welche einerseits

Drosselverluste minimiert und andererseits die Rekuperation potentieller Energie maximiert.

In einem ersten Schritt wurde an Hand eines gemessenen Lastprofils zunächst offline das

Einsparpotential des Systems abgeschätzt, indem eine optimale Sequenz von Schaltzustän-

den bestimmt wurde. Aufbauend auf dieser optimalen Sequenz kann dann mit Hilfe von Ver-

einfachungen, Modellen und Regeln eine Steuerstrategie entwickelt werden, welche in einen

Steueralgorithmus auf dem Steuergerät der Maschine umgesetzt werden kann. Abbildung

4.2 zeigt zunächst ein einfaches Beispiel eines Lastprofils (konstante Bewegung eines kon-

stant belasteten Differentialzylinders) mit einer Sequenz unterschiedlicher Schaltzustände,

um die Bewegung durchzuführen. Je nach Schaltzustand entstehen hierbei unterschiedliche

Energieanteile, welche in Eingangs- oder Ausgangsenergien aufgeteilt werden können.

Energieanteile oberhalb der x-Achse sind hier als Eingangsenergien dargestellt, d.h. es han-

delt sich um Energien, die in das System eingeleitet werden. Diese teilen sich auf in Aus-

gangsenergien (unterhalb der x-Achse), also Energien, die entweder in mechanische Ener-

gie, in potentielle Energie durch Beladen des Zwischendruckspeichers oder in Verlustenergie

in Form von Drosselverlusten umgesetzt werden. Während die benötigte mechanische Ener-

gie im gezeigten Beispiel konstant ist, variieren die Anteile an Pumpen-, Speicher- und Ver-

lustenergie je nach Schaltstufe sehr stark. So wird aus der Speicherenergie, welche zu Be-

ginn der Bewegung Ausgangsenergie war (Speicher wird geladen), nach dem ersten Um-

schaltvorgang Eingangsenergie, da nun der Speicher entladen wird. Ähnliches ist auch mit

der mechanischen Energie möglich, wenn ziehende Lasten potentielle Energien entstehen

lassen, welche durch den Speicher rekuperiert werden können. Entscheidend für die Be-

stimmung des Einsparpotentials ist jedoch ausschließlich die Pumpenenergie, da diese vom

Verbrennungsmotor erzeugt werden muss und daher als einzige Größe den Kraftstoffver-

brauch beeinflusst.


52

Abbildung 4.2: Schaltsequenz in einem Beispiel-Lastprofil

Während sich beim Beispiel in Abb. 4.2 noch recht einfach bestimmen ließe, welche

Schaltsequenz zu einem minimalen Bedarf an Pumpenenergie führt, ist dies bei komplexe-

ren Bewegungen mit mehreren Verbrauchern nicht ohne weiteres möglich. Hierzu müssen

Methoden wie zum Beispiel die multikriterielle Optimierung angewandt werden, um für ein

gegebenes Lastprofil eine optimale Schaltsequenz numerisch bestimmen zu können.

Es wird angenommen, dass zum Durchlaufen des Profils n Schaltentscheidungen getroffen

werden müssen. Für jede Schaltentscheidung i, bei der Öl aus der Hochdruckleitung ent-

nommen wird, wird eine Pumpenenergie ΔEPumpe,i nötig, um dieses Öl nachzufördern. Je öfter

dieser Fall im Laufe eines Zyklus auftritt, desto höher wird der Gesamtenergiebedarf EPumpe

und letztlich der Kraftstoffbedarf des Systems (Gleichung 1).

Um eine energieoptimale Schaltsequenz zu erhalten, muss also die Anzahl der Schaltent-

scheidungen, welche zu einer Ölentnahme aus der Hochdruckleitung führen, so gering wie

möglich gehalten werden, so dass der minimale Energiebedarf angegeben werden kann als:

Da die Pumpe Öl in die Hochdruckleitung fördert, führen alle Schaltzustände, welche Öl aus

der Hochdruckleitung ziehen, wie HDZD, HDZD(2), HDTD und HDTD(2) zu einer Erhöhung

des Gesamtenergieverbrauchs. Diese Schaltzustände verursachen also Kosten in Form von


53

hydraulischer Energie EPumpe, welche von der Pumpe erzeugt werden muss. Unter der An-

nahme eines konstant gehaltenen Druckes pHD in der Hochdruckleitung können die Kosten

einer Ölentnahme in den Schaltstufen HDTD und HDID zum Schaltzeitpunkt i bestimmt wer-

den unter Verwendung des aus der Hochdruckleitung zur Bewegung des Zylinders entnom-

men Ölvolumens ΔVZyl, HD,i während des Schaltintervalls i.

Die Schaltzustände ZD/ZD und ZD/TD erzeugen keine Kosten, da sie ausschließlich vom

Speicher gespeist warden. Wenn sie an Stelle von HDTD oder HDZD verwendet werden,

wird Gleichung (1) minimiert, da ΔEPumpe,i zu Null wird. Andererseits verringern ZDTD und

ZDZD den Ladezustand des Speichers um das während des Schaltintervalls entnommenen

Öls ΔVZyl,ZD,i, so dass die verbrauchte potenzielle Energie angegeben werden kann als

mit

ESpeicher,i ist negativ, wenn der Speicher entladen und positiv, wenn er beladen wird. Die

potentzielle Energie muss also zunächst erzeugt werden mit HDZD oder durch das Absen-

ken schwerer Lasten über TDZD. Der Ladezustand des Speichers nach n Schaltentschei-

dungen ist demnach

Die Schaltzustände HDZD(2) und HDTD(2) kombinieren Pumpenenergie und Speichenergie

und führen demnach zu einer Reduzierung der Kosten, da der Speicher durch Zuschalten an

die Saugseite der Pumpe Energie an diese abgibt. Die Kosten für HDZD(2) und HDTD(2)

können somit angegeben werden mit

Die optimale Schaltabfolge erzeugt eine Balance zwischen Schaltzuständen mit hohen Kos-

ten bei gleichzeitiger Erzeugung potenzieller Energie und solchen mit geringen oder Null

Kosten bei gleichzeitig starker Speicherentleerung in einer Weise, dass die globalen Kosten,

also der Gesamtenergieverbrauch EPumpe minimal wird. Dies ist ein Optimierungsproblem,

welches mit der multikriteriellen Optimierung gelöst werden kann, da sie beide Energiearten,

ESpeicher und EPumpe als äquivalent betrachtet. Die optimale Schaltentscheidung ändert dem-

nach den aktuellen Energiezustand in ein Pareto-Optimum (Abbildung 4.3)


54

Abbildung 4.3: Pareto-optimale Schaltentscheidungen

Um die multikriterielle Optimierung anwenden zu können, wurde der Lastzyklus in n diskrete

Zeitschritte unterteilt. Bei jedem Zeitintervall i wurden zunächst alle „legalen“ Schaltzustände

identifiziert. Ein „legaler“ Schaltzustand erzeugt Kräfte, die hoch genug sind, um die auf den

Zylinder wirkende Last zu heben oder entnimmt nur dann Öl aus dem Zwischendruckspei-

cher, wenn dieser auch gefüllt ist. Ausgehend von einem Gesamtenergieverbrauch der

Pumpe EPumpe und der potenziellen Energie im Zwischendruckspeicher ESpeicher zum Zeit-

schritt i werden die Energieflüsse EPumpe und ESpeicher aller legalen Schaltzustände für den

nächsten Zeitschritt i+1 berechnet und zu den Ausgangsenergien EPumpe und ESpeicher addiert.

Die optimalen Schaltentscheidungen verschlechtern keine Energieart ohne die andere zu

verbessern und werden deshalb Pareto-optimal genannt. Im Fall von mehreren Pareto-

optimalen Entscheidungen muss die Schalthistorie dupliziert werden, und die Rechnung wird

für das nächste Zeitintervall i+1 für mehrere Stränge parallel weiterverfolgt. Am Ende des

Zyklus zum Zeitschritt i=n sind eine Menge an Lösungen gefunden, welche jede für sich eine

Schaltabfolge darstellt, welches zu einem Pareto-optimalen Energiezustand am Ende des

Zyklus führt. Die gesuchte Abfolge kann nun leicht als diese identifiziert werden, welche zum

geringsten Pumpenenergieverbrauch führt. Abbildung 4.4 zeigt die optimale Schaltabfolge

als Ergebnis der Pareto-Optimierung.

EPump

IP/TP IP/IP

HP/TP HP/IP

energies after i switching

decisions

EAcc

ΔEPump,i+1

ΔEAcc,i+1

HP/IP (2)HP/TP (2)

P: Pareto optimal switching decision

L: Legal switching decision

switching alternatives for

time step i+1L/P

L/P

L L

L/P

L


55

Abbildung 4.4: Ergebnisse der Pareto-Optimierung für den Y-Zyklus

Die beschriebene Optimierungsmethode berechnet die optimale Schaltabfolge und dient

daher zur Bestimmung der Potenzialabschätzung des KonZwi-Systems. Neben der optima-

len Sequenz ist jedoch auch die Wahl des richtigen Speichers entscheidender Einflussfaktor

bei der Energieeffizienz des Systems. Die Pareto-Optimierung kann auch verwendet werden,

um den optimalen Speicher zu identifizieren. Dazu wurde die Rechnung mehrfach unter Vari-

ierung der Speichergröße und des Speicher-Vorspanndruckes durchgeführt. Das Ergebnis

zeigt eine charakteristische Korrelation zwischen Energiebedarf und der Parametervariation

des Speichers. Es kann ein Tal geringen Energiebedarfs bei einem Vorspanndruck von 90

bar mit einem sanften Abfall hin zu größeren Speichern. Das Minimum konnte somit bei ei-

nem Speicher mit 90 bar Vorspanndruck und 20 L Volumen festgestellt werden, so dass die-

ser Speicher bestellt und für das KonZwi-System verwendet wurde. Abbildung 4.5 zeigt das

Ergebnis, wenn die Speicherparameter variiert werden und die gefundene optimale Parame-

tervariation.


56

Abbildung 4.5: Ergebnis der Pareto-Optimierung für Speicherparameter

4.2 Ableitung einer Online-Schaltstrategie

Die in Abbildung 4.4 gezeigte Schaltsequenz wurde an Hand bestehender Messdaten nume-

risch berechnet und kann nun dazu verwendet werden, Regeln und Vereinfachungen abzu-

leiten, um einen Steuerungsalgorithmus zu entwerfen, welcher im Betrieb die optimale Schal-

tentscheidung trifft. Vereinfachungen sind hierbei notwendig, da aufwendige Rechenoperati-

onen im Maschinenbetrieb nicht realisierbar sind, ohne unzulässige Verzögerungen zu riskie-

ren. Abschnitt A (Einstechen ins Haufwerk und Aufnahme des Schüttguts) ist gekennzeich-

net durch kurze Lastsprünge und relativ kurze Zylinderbewegungen. Die Steuerung muss in

diesem Bewegungsabschnitt die Schaltstufe wählen, die ausreichend hohe Kräfte erzeugen

kann, um die Schaufel anzuheben. Eine Steuerstrategie im Sinne der Reduzierung der Ver-

lustenergie nach Gleichung 2 ist aufgrund des spontanen Charakters der auftretenden Belas-

tungen in diesem Abschnitt nicht anwendbar. In Abschnitt C sieht man, dass potentielle

Energie beim Auskippen und Absenken der Schaufel freigesetzt wird. Somit kann als einfa-

che Strategie für diesen Fall definiert werden, dass der Speicher nach Ausfahren des Zylin-

ders möglichst entladen sein muss, um potentielle Energie effektiv rekuperieren zu können.

Im Abschnitt B ist erkennbar, dass am meisten Energie durch den Hubzylinder beim Heben

der Schaufel vor der Abladestelle umgesetzt wird. Hier ist eine optimale Schaltsequenz zur

Minimierung der Drosselverluste besonders wichtig, da dies aufgrund des hohen Energieum-

satzes eine hohe Auswirkung auf die globale Effizienz des Systems hat. Für gute Ergebnisse

hat sich die Modelprädiktive Regelung als geeignet erwiesen [Dit04]. Dieses Verfahren, bei

dem über einen Prädiktionshorizont das zukünftige Systemverhalten mit Hilfe aktuell gemes-

sener Zustandsgrößen optimiert wird, ist bereits seit Jahrzehnten in der Verfahrenstechnik in

der Regelung von chemischen Großanlagen im Einsatz [Qin97]. Dank der Fortschritte in der

Prozessortechnologie kann dieses Verfahren nun auch auf Systeme übertragen werden,

welche wesentlich schnelleren Zustandsänderungen unterzogen sind, wie zum Beispiel beim

Radlader. Hierzu wird der Hub in mm als Prädiktionshorizont verwendet. Zusätzlich wird ein

Modell der Last und ein Modell des Speichers hinzugezogen, um ausgehend von der aktuel-

len Position und dem aktuellen Ladezustand (State of Charge, SOC) die zukünftigen Schal-

tentscheidungen berechnen zu können.


57

Durch die einfache Kinematik des Radladers kann die Lastentwicklung als lineare Funktion

angegeben werden. Bei Kenntnis der Last und der aktuellen Position des Hubzylinders kann

das zukünftige Lastverhalten sehr schnell und präzise vorhergesagt werden. Ebenso kann

der Speicherdruck in Abhängigkeit vom Ladezustand im interessierenden Bereich durch eine

lineare Funktion approximiert werden (Abb. 4.6).

Abbildung 4.6: Modellierung der Last und des Zwischendruckspeichers

Als weitere Vereinfachungsmaßnahme wurde die Reihenfolge der Schaltstufen nach aufstei-

gendem Druckpotential festgelegt. Der Steuerungsalgorithmus berechnet sukzessive für jede

Schaltstufe, wie lange sie aktiv sein muss, bevor in die nächst höhere Stufe geschaltet wer-

den kann. Die Verweildauer bzw. Streckenlänge jeder Schaltstufe ist als analytische Funkti-

on hinterlegt, welche unter Verwendung aktueller Messdaten die Streckenlängen in mm aus-

gibt. Die Summe aller Strecken der einzelnen Schaltstufen ergibt die Restlänge der Bewe-

gung, also den Prädiktionshorizont. Damit die Zylinderbewegung möglichst verlustfrei gestal-

tet werden kann, wird der Drosselverlust am Proportionalventil als Zielfunktion verwendet.

Die einzelnen Streckenfunktionen werden bestimmt, indem ausgehend vom letzten Abschnitt

rekursiv die optimalen Streckenlängen für jede Schaltstufe berechnet und über die gemein-

samen Zustandsgrößen (Ladezustand und Zylinderposition) miteinander verkettet werden.

Durch diese Verkettung der lokalen Minima wird erreicht, dass sich über den gesamten Prä-

diktionshorizont für die Zielfunktion ein globales Minimum einstellt (Prinzip von Bellman,

[Sni11]).

Die auf diese Weise bestimmten Streckenfunktionen werden in der Steuerung hinterlegt und

bei jedem Programmdurchlauf mit den aktuellen Messwerten des Ladezustandes, der Last

und der Zylinderposition neu berechnet. Damit kann das System jederzeit auf Störungen, wie

z.B. Abweichungen von der prädizierten Lastentwicklung, reagieren. Gleichzeitig ist das Sys-

tem sehr stabil, weil keine zeitliche Abhängigkeit zwischen Systemzuständen und Lastprädik-

tion besteht, sondern eine rein geometrische. Dadurch beeinflusst auch eine Unterbrechung

der Hubbewegung die optimale Schaltsequenz nicht. Abbildung 4.7 zeigt beispielhaft, wie die

Steuerung ausgehend von den Ausgangszuständen für die aktuelle Hubposition h1, der ak-

tuell anliegenden Last FLast, ist und dem aktuellen Ladezustand (SOC) des Zwischendruck-

speichers VZD,1 die optimalen Wegstrecken s1 bis s6 für die einzelnen Schaltzustände be-

rechnet.


58

Abbildung 4.7: Optimierte Streckenlängen der einzelnen Schaltstufen

Der so entwickelte Steueralgorithmus wurde auf einem mobilen Steuergerät programmiert

und zunächst mit einem Simulationsmodell des Systems gekoppelt (Software-in-the-Loop)

([Dom11], siehe auch Abschnitt 4.3.2). Dieses Simulationsmodell simuliert sowohl die Hyd-

raulik als auch die Kinematik des Radladers und wurde durch Messdaten validiert. Durch die

Ankopplung des realen Steuerungsalgorithmus kann das Systemverhalten direkt beobachtet

und die Steuerstrategie optimiert werden. Die Simulationsergebnisse zeigen einen verringer-

ten Bedarf von 13 % des neuen Systems im Vergleich zum Load Sensing System, Abbildung

4.8.

Abbildung 4.8: Simulationsergebnisse für das KonZwi-System


59

4.3 Aufbau des KonZwi-Systems in der Simulation

Nach erfolgter Validierung des Simulationsmodells von dem Ausgangszustand der Refe-

renzmaschine wurde in einem zweiten Schritt der virtuellen Enwticklung die Load-Sensing-

Verschaltung innerhalb des Simulationsmodells durch die neue Systemstruktur mit Zwi-

schendruckleitung ersetzt. Für die Bestimmung des Einsparpotentials des neuen Systems im

Vergleich zum Load-Sensing-System ist bei gegebenem Last- und Bewegungsprofil der Zy-

linder die Kenntnis der Abfolge an Druckstufen, welche die höchste Energieersparnis erlaubt,

von zentraler Bedeutung, da diese die globale Effizienz des Systems bestimmt. Ausgehend

von den theoretischen Überlegungen aus den Kapiteln 4.1 und 4.2 wurde mit Hilfe der simu-

lationstechnischen Untersuchungen eine allgemeingültige Betriebsstrategie abgeleitet, wel-

che für variable Lastfälle eine energieoptimale Abfolge von Druckstufen wählen soll.

4.3.1 Simulationsmodell des KonZwi-Systems

Der Aufbau des KonZwi-Systems innerhalb der Simulationsumgebung erfolgte auf Basis des

verifizierten Modells des Ausgangszustandes. Hierbei wurden innerhalb des Modells die

Load-Sensing-Ventile durch die von Argo-Hytos konzipierten Ventilblöcke ersetzt und diese

mit Hilfe von gemessenen Ventilkennlinien parametriert. Des Weiteren wurden die Leitungen

der drei Drucknievaus Hochdruck, Zwischendruck und Tankdruck mit ihren Hydraulikspei-

chern im Modell implementiert. Die Umsetzung des Steuerungskonzeptes in der Simulation

erfolgte zunächst vereinfacht mittels einer Zustandsmaschine, in der die für die Steuerungs-

strategie relevanten Schaltzustände, Aktionen und Prüfbedingungen des KonZwi-Systems

hinterlegt wurden. Eine Zustandsmaschine bildet das Verhalten eines Systems anhand von

unterschiedlichen Zuständen, Zustandsübergängen und Aktionen ab und ermöglicht es ein-

fache Steuerungszusammenhänge mit geringem Aufwand in das Modell zu implementieren.

In Abbildung 4.9 ist zur Veranschaulichung vereinfacht das Zustandsdiagramm für einen

Wechsel der Druckstufe HDTD auf das niedrigere Druckniveau ZDTD dargestellt. So-

bald bei gewählter Druckstufe “Hochdruck auf Tankdruck“ der gemessene Druckabfall über

das Proportionalventil zu groß ist, und damit zu hohe Leistungsverluste über dem Ventil er-

zeugt werden, erfolgt ein Übergang in den Zustand des nächstniedrigeren Druckniveaus

“Zwischendruck auf Tankdruck“. Beim Eintritt in diesen Zustand werden die Druckvorwahl-

ventile dann entsprechend geschaltet. Unterschreitet die Druckdifferenz über dem Proportio-

nalventil jedoch einen Grenzwert, so dass gegebenenfalls nicht genügend Druck für die Aus-

führung der gewünschten Antriebsaufgabe bereitgestellt werden kann, wird die Druckstufe

erhöht.


60

Abbildung 4.9: Vereinfachtes Zustandsdiagramm eines Druckstufenwechsels

Durch Zugriff auf alle globalen Zustandsgrößen und Parameter im Modell und durch die be-

nutzerfreundliche Definition der Steuerung konnte zunächst eine vereinfachte KonZwi-

Steuerung, auch ohne tiefergehende Programmierkenntnisse, im Modell berücksichtigt wer-

den. Im Gegensatz zum späteren Steuerungsprogramm, welches auf die speicherprogram-

mierbaren Steuerung (SPS) des Radladers geladen wird und welches mit dem speziell hier-

für entwickelten SPS-Programm CoDeSys erstellt wird, bietet der Zustandsautomat jedoch

nur einen begrenzten Funktionsumfang. Begleitend zur Entwicklung des Steuerungspro-

grammes konnten anhand dieser Modellierungsstufe jedoch bereits verschiedene Effekte

oder die generelle Funktion der Schaltlogik getestet werden.

Abbildung 4.10 zeigt die Simulationsumgebung des KonZwi-Systems mit einer vereinfachten

Abbildung der Steuerung in Form eines Zustandsautomaten. Innerhalb des Zustandsautoma-

ten wurde zunächst eine Schaltlogik implementiert, welche nur in Abhängigkeit der anliegen-

den Ventildruckdifferenz und dem aktuellen Füllstand des Zwischenspeichers zwischen den

einzelnen Druckstufen wechselt. Mit Hilfe dieses Modellansatzes erfolgte die Auslegung und

Dimensionierung der neuen Komponenten. Des Weiteren konnten bereits kritische Elemente

und Betriebszustände identifiziert und entsprechende Abhilfsmaßnahmen erarbeitet werden.

Diese Modellierungsstufe zeigte bereits auf, dass die spätere reale Steuerung ein deutlich

komplexeres Speicherlademanagement, welches eine verbrauchs- und betriebszustandsop-

timale Speicherbe- und -entladung ermöglicht, enthalten muss. Die erzielbare Energieein-

sparung des KonZwi-Systems gegenüber einem Load-Sensing System wird maßgeblich

durch eine optimale Steuerstrategie bestimmt und hängt unter anderem von der Wahl des

Zwischenspeicherdruckes und vom jeweiligen Betriebszustand ab.


61

Abbildung 4.10: Simulationsumgebung mit Ansteuerung über Zustandsautomaten

Zum simulationstechnischen Vergleich zwischen Ausgangssystem und KonZwi-System wur-

de als Referenzzyklus ein Arbeitsablauf eines Radladers untersucht, welcher einen paralle-

len Betrieb von Hub- und Kippantrieb berücksichtigt. Hierfür wurde die in Abbildung 4.11

dargestellte und bereits in Kapitel 2.2.2 erwähnte Ladezyklus, auch Y-Zyklus genannt, ge-

wählt. Im Verlauf des betrachteten Y-Zyklus nimmt der Radlader mit der Schaufel ein Lade-

gut auf und entleert die Schaufel über einem Transportfahrzeug [Koh06]. Der abgebildete

Ladezyklus setzt sich dabei aus fünf Teilen zusammen:

1. Der Radlader fährt von der Ausgangsstellung (A) zum Haufwerk (B). Die Schaufel

wird über Kipp- und Hebekinematik abgesenkt und zum Boden ausgerichtet. 2. Der Ladevorgang wird ausgeführt, indem der Bediener gleichzeitig in das Haufwerk

einfährt und die Hebe- und Kippfunktion der Schaufel bedient. 3. Der Radlader setzt vom Haufwerk (B) zum Ausgangspunkt (A) zurück und hebt die

Schaufel an. 4. Der Radlader fährt bis zum Transportfahrzeug (C) vor, hebt gleichzeitig die Schaufel

weiter an und entleert sie. 5. Der Radlader setzt vom Transportfahrzeug (C) zurück und der Bediener bringt die

Schaufel zurück in die Ausgangsposition.


62

In Abbildung 4.11 sind der Y-Zyklus aus der Vogelperspektive, die Zeitverläufe für die Zylin-

derpositionen sowie die Verläufe von Hub- und Kippkinematik dargestellt.

Abbildung 4.11: Simulierter Y-Zyklus eines Radladers

Abbildung 4.12 zeigt die Simulationsergebnisse der Zylinderpositionen von Hub- und

Kippsystem sowie die vom Zustandsautomaten gewählten Schaltzustände.

Abbildung 4.12: Simulationsergebnisse von Zylinderpositionen und Schaltzuständen

Wird vom Bediener keine Bewegung gewünscht, so wird immer die höchste Druckstufe

HDTD als Ausgangszustand gewählt, um zu Beginn einer anstehenden Bewegung stets

genügend Druck zur Verfügung zu haben. Da zum Absenken der Schaufel nur eine geringe

Kraft erforderlich ist, werden sowohl Hubzylinder als auch Kippzylinder in dieser Verfahrrich-

tung aus dem Zwischenspeicher gespeist. Beim Anheben hingegen wird soweit möglich die

Druckstufe “Hochdruck auf Zwischenspeicherdruck“ gewählt. Dies reduziert die Drosselver-

luste über dem Proportionalventil und führt zugleich Energie in den Zwischenspeicher ab.


63

In Abbildung 4.13 sind die Simulationsergebnisse des KonZwi-Systems und des Load-

Sensing-Systems für einen Y-Zyklus mit einer Lastmasse von 600 kg gegenübergestellt. Da

mit beiden derselbe Bewegungszyklus abgebildet wurde sind die Positionen von Hub- und

Kippzylindern nahezu deckungsgleich. Das KonZwi-System zeigt in ersten Simulationen eine

Energieeinsparung von ca. 9 % im Vergleich zum LS-System. Man erkennt die deutliche

Reduzierung der von der Pumpe aufzubringenden hydraulischen Leistung durch die Spei-

sung des Systems aus dem Zwischenspeicher im Gegensatz zum Dauerbetrieb der Pumpe

eines LS-Systems. Die teilweise größeren Gradienten im Energieverlauf des KonZwi-

Systems kennzeichnen den Speicherladebetrieb (HDZD), bei dem zwar der hohe System-

druck am Proportionalventil angelegt wird, die überschüssige Energie jedoch genutzt wird,

um den Zwischenspeicher aufzuladen.

Abbildung 4.13: Simulationsergebnisse des hydraulischen Energiebedarfs

4.3.2 Simulationskopplung mit Programmcode der Steuerung

Die detaillierten Entwicklungs- und Testphasen der Steuerstrategie erfolgten zeitsparend

anhand der Ankopplung des realen SPS-Programmes CoDeSys an das virtuelle Modell. Die-

ses Vorgehen ist auch unter dem Begriff Software-in-the-Loop bekannt und bildet zusammen

mit der Ankopplung realer Hardware an virtuelle Modelle (Hardware-in-the-Loop) den Stand

der Technik in der Steuerungsauslegung [Dom10]. Somit kann das Steuerungsprogramm

bereits parallel zum Umbau des realen Systems entwickelt und detailliert getestet werden.

Das so entwickelte und optimierte SPS-Programm kann dann im Anschluss direkt auf die

reale SPS geladen und anhand erneuter Messungen des Referenzsystems bewertet werden.


64

Abbildung 4.14: Kopplung von virtuellem Radladermodell und Steuerungsprogramm

In Abbildung 4.14 ist das Kopplungsprinzip von realem Steuerungsprogramm und virtuellem

Radladermodell dargestellt. Kern dieser Simulationsumgebung ist eine virtuelle SPS, die

sogenannte SoftSPS, welche die reale Steuerung imitiert. Genau wie auf der späteren Steu-

erungshardware wird von der SoftSPS ein OPC-Server (Object Linking and Embedding for

Process Control) zur Verfügung gestellt. Innerhalb dieses OPC-Serverraumes stehen alle

Zustandsgrößen der Steuerung, wie Drücke oder Ventilstellsignale, als Objekte zur Verfü-

gung. An diesen OPC-Server können verschiedene OPC-Clients angekoppelt werden. Die

OPC-Clients erhalten vollen Zugriff auf den gemeinsamen OPC-Serverraum und können


65

Daten einzelner Objekte in diesem schreiben oder lesen. Bei der späteren realen Steuerung

werden diese einzelnen Objekte zum Beispiel mit den Speicherplätzen der Sensoranschlüs-

se verknüpft. Im Fall der dargestellten Kopplung erfolgt die Zuweisung von Zustandsgrößen

des Modells auf die einzelnen Objekte. Für das Steuerungsprogramm ist nicht ersichtlich ob

die einzelnen Objekte nun von Daten des realen Systems oder von Simulationsergebnissen

des virtuellen Modells gespeist werden.

Abbildung 4.15 zeigt die grundsätzliche Struktur des Steuerungsprogrammes. Das eigentli-

che Steuerungsprogramm, welches zum Beispiel die Schaltlogik oder die Kalibrierung der

Signale beinhaltet, bleibt dabei identisch, sowohl für die Kopplung mit dem virtuellen Modell

als auch für die spätere Zielapplikation. Es mussten lediglich zwei unterschiedliche Ein- und

Ausgangsschnittstellen definiert werden, welche die Zuweisung der Speicherplätze zu den in

der Steuerung verwendeten Objekten koordinieren. Innerhalb des Steuerungsprogrammes

kann dann einfach zwischen den unterschiedlichen Applikationen umgeschaltet werden.

Damit auch die Kalibrierung der Ein- und Ausgangssignale bereits im Vorfeld anhand des

virtuellen Modells vollzogen werden kann, musste innerhalb des Simulationsmodells auch

die Elektronik von Sensorik und Aktuatorik abgebildet werden, so dass die Modellsignale mit

den entsprechenden elektrischen Einheiten, Strom und Spannung, mit der Steuerung ausge-

tauscht werden können.

Abbildung 4.15: Struktur des Steuerungsprogrammes

In Abbildung 4.16 sind exemplarisch die Simulationsergbnisse von Ausgangssystem und

KonZwi-System für mehreren aufeinander folgenden Y-Zyklen mit einer mittleren Beladung

von 600 kg dargestellt. Das KonZwi-System weist dabei im Vergleich zum Ausgangssystem

eine Energieeinsparung von 13 % auf.


66

Abbildung 4.16: Simulationsergebnisse mit mittlerern Beladung (600 kg)

5. Testfahrten und Ergebnisse

67

5 Testfahrten und Ergebnisse

Für die Messungen wurde der Versuchsträger mit den neuen Steuerblöcken ausgestattet.

Aus Sicherheitsgründen hat man sich dabei für ein redundantes System entschieden, d.h.

dass auf den Versuchsträger sowohl das neue Ventilsystem als auch das alte Load Sensing

System montiert waren. Durch ein System aus Kugelhähnen kann sehr schnell zwischen

beiden Systemen hin- und hergewechselt werden, was auch schnelle Vergleichsmessungen

erlaubt.

5.1 Aufbau des Versuchsträgers

Da sich der Versuchsträger zur Istaufnahme der Vergleichswerte am KIT in Karlsruhe be-

fand, und dort keine Möglichkeiten vorhanden sind, Halterungen, Schläuche uä. Dinge für

den Einbau der Konzwi Komponenten zu fertigen, hat man sich im Projektkonsortium dazu

entschlossen, ein vergleichbares Fahrzeug im Herstellerwerk mit allen erforderlichen Kom-

ponenten auszurüsten. Diese Umrüstung wurde nach Fertigstellung am Vergleichsfahrzeug

wieder demontiert und am Versuchsträger nachgerüstet.

5.1.1 Vormontage im Werk Emsbüren

Abbildung 5.1: Schaltungsaufbau, Plan 1: Pumpen und KonZwi-Blöcke


68

Abbildung 5.2: Schaltungsaufbau, Plan 2: LS-Ventile und Verbraucher

Abbildung 5.3: Gesamtansicht der Versuchsanlage am Vergleichsfahrzeug


69

Abbildung 5.4: Seitenansicht in Fahrtrichtung links

Abbildung 5.5: Ventilgruppe


70

5.1.2 Aufbau am Mobima in Karlsruhe

Nachdem das Vergleichsgerät im Werk zurückgebaut wurde, sind die Komponeten am Ver-

suchsträger am Mobima in Karlsruhe nachgerüstet worden.

Abbildung 5.6: KonZwi - Versuchsmontage

Abbildung 5.7: Komplett montiertes KonZwi-System


71

Abbildung 5.8: Motor mit zweiter Verstellpumpe und installiertem Messequipment

Abbildung 5.9: Druckseite zweite Verstellpumpe mit installierter Messtechnik


72

5.1.3 Steuerungseinbau und Verkabelung

Für die Erfassung der Drucksignale und der Steuerung der Ventile wurde eine Steuerung

ausgewählt (siehe Abschnitt 3.2.1), welche in das Fahrzeug verbaut wurde. Die Bausteine

dieser Steuerung werden in diesem Abschnitt erläutert.

Von der Fahrzeugbatterie wird der Strom direkt in einen in der Fahrerkabine eingebauten

Kasten geführt. Dieser dient zum Ein- und Ausschalten des KonZwi-Systems (inklusive Not-

aus-Schalter), sowie der Anzeige des gegenwärtig aktiven Schaltzustand für Hub- und Kipp-

zylinder durch eine Anordnung von LEDs. Über eine Selbsthaltungs-Logik kann ein 12/24

VDC-Schalter bestromt werden, welcher die Hauptschütze in der Bedienerbox schließt und

die Steuerung unter Spannung setzt (Hauptschalter). Ein weiterer Schalter legt aus Sicher-

heitsgründen gesondert die Spannung an die Proportionalventile an. Hinter dem Notaus- und

dem Hauptschalter wird der Strom weiter zur Montageplatte (hinter dem Fahrersitz) geleitet,

wo sich die Steuerung befindet.

Die Hauptsteuerung auf der Montageplatte erlaubt entweder direkt oder über das Schalten

von Schützen die Steuerung der Schalt- und Proportionalventile auf den Ventilblöcken.

Gleichzeitig erfasst die Steuerung die Weg- und Drucksignale der entsprechenden Senso-

ren. Mit dem Joystick wird der Steuerung ein Soll-Geschwindigkeitssignal vorgegeben, wel-

cher über die Wegesensoren überwacht wird.

In Abbildung 5.10 und Abbildung 5.11 ist der prinzipielle Aufbau der Steuerung dargestellt.

Abbildung 5.10: Die Bedienerbox mit der Einschaltlogik als zentrales Schalt- und Überwa-

chungselement


73

Abbildung 5.11: Die Steuerung ist auf der Montageplatte aufgebaut und gibt alle Steuersig-

nale aus

5.2 Testergebnisse zum dynamischen Verhalten der Ventile

Für einen Einsatz des KonZwi-Systems muss sichergestellt werden, dass der Umschaltvor-

gang keine merkbaren Oszillationen während der Bewegung verursacht. Aufgrund der Prob-

leme mit der Kennfeldregelung (siehe Abschnitt 3.1.5) wurde im Verlauf des Projektes be-

schlossen, die Geschwindigkeitsregelung des inneren Regelkreises über eine Messung der

Geschwindigkeit und einem PID-Regler zu realisieren. In Abbildung 5.12 ist ein Messschrieb

dargestellt, der dokumentiert, dass die Regelung auch dann gut funktioniert, wenn beide

Schaltventile schalten. Diese Versuche wurden für die Bewegung mit einer leeren Schaufel

durchgeführt, weitere Untersuchungen, welche auch verschiedene Beladungsszenarien vor-

sehen, müssen noch untersucht werden.


74

Abbildung 5.12: Verhalten des PID-Reglers mit optimierter Parametrierung

5.3 Abschätzung der Kraftstoffeinsparung im Einsatz

Für einen effizienten Betrieb des Systems wird eine Pumpe benötigt, die das Zuschalten des

Zwischendrucks an die Saugseite der Pumpe ermöglicht, da dies die effizienteste Art ist, die

potenzielle Energie des Zwischendruckspeichers dem System zurückzuführen. Diese Pumpe

ist eine Spezialanfertigung der Firma Bosch Rexroth und ist nicht auf dem Markt verfügbar.

Aufgrund von Lieferverzögerungen dieser Pumpe war es im Rahmen der Projektlaufzeit nicht

möglich, Kraftstoffverbrauchsmessungen mit dem neuen System durchzuführen. Das Pro-

jektkonsortium hat sich dennoch entschlossen das Projekt eigenfinanziert weiterzuführen,

und wird diese Messungen nachholen. Für die Ermittlung der Kraftstoffersparnis soll an die-

ser Stelle vorerst nur eine Abschätzung auf Basis von Messungen und Annahmen erfolgen.

Der in Abbildung 2.5 dargestellte Lastzyklus ist verkürzt dargestellt, um Rechenzeit bei der

Optimierungsrechnung zu sparen. Fahrtzeiten, zu denen die Arbeitshydraulik nicht verwen-

det wird sowie Lenkbewegungen des Hubzylinders sind nicht dargestellt, da sie nicht im Fo-

kus der Untersuchungen standen. Für eine Abschätzung des Kraftstoffverbrauchs müssen

diese Zeitabschnitte mitberücksichtigt werden, um ein realistisches Bild der Einsparung zu

erhalten. In Abbildung 5.13 ist der gesamte Lastzyklus mitsamt dem Lenkzylinder dargestellt.

Für die Betrachtung des Kraftstoffbedarfs werden nur die Zeitabschnitte, in denen die Ar-

beitshydraulik eingesetzt wird (also Kipp- und Hubzylinder), betrachtet. Bei einer Gesamt-

dauer von 46,16 s entfallen somit 20,64s auf das Lenken und Fahren, also knapp die Hälfte

der Zeit. Die Zeitanteile, die mittleren Kraftstoffverbräuche sowie die kumulierten Kraftstoff-

verbräuche der Abschnitte sind in Tabelle 5.1 aufgeführt.


75

Abbildung 5.13: Unterteilung des untersuchten Lastzyklus in Arbeits- und Fahranteile

Tabelle 5.1: Kraftstoffverbrauch und Zeitanteile der Abschnitte

Dauer [s] Verbrauch [L/h] Kumulierter Verbrauch [L]

Lenken & Fahren 20,64 7,97 0,046

Arbeiten 25,52 6,42 0,045

Gesamter Zyklus 46,16 7,11 0,091

Bei Betrachtung der kumulierten Kraftstoffverbräuche fällt auf, dass der Verbrauch während

des Arbeitens die Hälfte des Gesamtkraftstoffverbrauchs ausmacht. Da die Maschine wäh-

rend des Arbeitsprozesses jedoch nur sehr kurz zur Ruhe kommt, soll an dieser Stelle darauf

hingewiesen werden, dass Fahr- und Arbeitsprozess auf Basis der vorhandenen Daten nicht

komplett separat betrachtet werden können, und es durchaus Überschneidungen zwischen

Fahren und Arbeiten gibt. Da dies wie eingangs erwähnt nur eine Abschätzung der Kraftstof-

feinsparung durch das KonZwi-System ist, wird im folgenden Verlauf ein Stillstand des Fahr-

antriebs und des Lenkzylinders während des Grabprozesses angenommen.

Unter Annahme der in Abschnitt 4.3.2 gefundenen Effizienzsteigerung von 13% in der Ar-

beitshydraulik wird weiterhin angenommen, dass sich diese Effizienzsteigerung direkt auf

den Kraftstoffverbrauch auswirkt. Damit würde sich der mittlere Kraftstoffverbrauch während

der Arbeitsbewegungen auf 5,59 L/h reduzieren, was eine Gesamtreduzierung des Gesamt-

verbrauchs um 6,5% auf 0,085 L pro Zyklus nach sich ziehen würde. Der mittlere Verbrauch

würde mit dem KonZwi-System auf einen Wert von 6,65 L/h sinken was pro Tag zu einer

Kraftstoffeinsparung von 3,7 L führen würde. Auf ein Jahr berechnet könnte somit unter der

Annahme von 1580 produktiven Arbeitsstunden eine jährlichen Einsparung von ca. 730 L

Dieselkraftstoff erreicht werden, was derzeit einem Gegenwert von ca. 1.058 € entspricht.


76

5.4 Einsatzpotenziale in anderen Anwendungen

Das KonZwi-System ist für Maschinen mit hohem Leistungsbedarf in der Arbeitshydraulik

entwickelt worden. Dabei sollte die Arbeitshydraulik größtenteils aus Hydraulikzylindern be-

stehen. Diese Eigenschaften sind in keiner mobilen Arbeitsmaschine so ausgeprägt wie bei

einem Hydraulikbagger, weshalb im Rahmen dieses Projektes eine Untersuchung zum Ein-

satzpotenzial des KonZwi-Systems für einen Bagger durchgeführt wurde.

Als Grundlage dieser Arbeit dient die Forschungsarbeit von Claus Holländer -

Untersuchungen zur Beurteilung und Optimierung von Baggerhydrauliksystemen [Hol98].

Hieraus sind die geometrischen Daten des Baggers sowie dessen Arbeitszyklen und Mess-

werte entnommen.

Mit Hilfe dieser Daten wurde ein Modell des Baggers erstellt, das dazu dient das vorgestellte

Konstantdruck-Zwischendruck-System innerhalb eines Baggerarbeitszyklus zu simulieren

und dieses hinsichtlich der Energieeffizienz zu beurteilen.

Untersucht werden die in [Hol98] beschrieben Arbeitszyklen. Diese werden in den Volllast-

und Teillasteinsatz unterschieden.

Abbildung 5.14: Arbeitszyklen [Hol98]

Im Volllasteinsatz werden das Gewinnen von Erdstoffen und dessen gezieltes Entladen si-

muliert. Dabei wird der Tieflöffel unterhalb der Standebene des Baggers angesetzt und durch

Stiel- und Löffelbewegungen befüllt. Danach wird die Arbeitseinrichtung über die Auslegerzy-

linder angehoben, wobei der Oberwagen ebenfalls in Richtung Entladefläche geschwenkt

wird. Hat der Oberwagen die gewünschte Position zum Entladen erreicht, wird der Tieflöffel

über die Stiel- und Löffelbewegungen gezielt entleert. Dabei ist darauf zu achten, dass der

Erdstoff im Zielgebiet entleert wird. Soll ein Transportfahrzeug beladen werden, darf die Aus-

schüttgeschwindigkeit des Tieflöffels nicht zu hoch gewählt werden, um Beschädigungen am

Transportfahrzeug zu vermeiden. Im letzten Abschnitt des Zyklus schwenkt der Oberwagen

zurück und die Arbeitseinrichtung wird in die Position für den nächsten Arbeitszyklus ge-

bracht. Der Fahrantrieb wird während der Dauer des Arbeitszyklus nicht verwendet. Dieser

Arbeitszyklus wurde von unterschiedlichen Fahrern ausgeführt (Fahrer A und Fahrer B).


77

Beim Teillasteinsatz (Gabenaushub) wird ein Graben mit bestimmten geometrischen Ab-

messungen ausgehoben. Der Aushub wird dabei nach einer vorher festgelegten Reihenfolge

entweder links oder rechts vom Graben abgelegt.

Im anderen Teillasteinsatz (Planum) wird ein Feinplanum erstellt. Hierbei soll durch das Her-

anziehen des Tieflöffels zum Bagger, eine Fläche planiert werden. Die Schneide des Löffels

ist dabei fast senkrecht zur Bodenoberfläche ausgerichtet. Bei diesem Arbeitszyklus werden

nur Stiel und Ausleger bewegt, während der Löffel keine Verstellung erfährt. Danach wird die

Arbeitseinrichtung wieder in die Ausgangsposition gebracht, wobei sie der Oberwagen in

eine neue Arbeitsposition bringt. Zur gleichen Zeit verfährt der Bagger in eine neue Position.

Die in der Arbeit von Claus Holländer genaueren untersuchten Arbeitszyklen werden in fol-

gender Tabelle 5.2 aufgelistet:

Tabelle 5.2: Gegenüberstellung der untersuchten Arbeitszyklen

Volllasteinsatz Teillasteinsatz

Fahrer A Fahrer B Grabenaushub Planum

erstellen

Arbeitsausrüstung [m³] 1,8 1,8 1,1 1,1

Last [t] 4,41 5,13 - -

Zeit des Arbeitszyklus [s] 13,1 16,8 12,3 10,2

Abbildung 5.15 zeigt einen Arbeitszyklus. In diesem Fall wird der Volllasteinsatz des Fahrers

A abgebildet. Hierfür wurden die der Quelle [Hol98] entnommenen Druckverläufe in Kraftver-

läufe umgerechnet und in ein Kraft-Zeit-Diagramm übertragen.

Neben den Kraftverläufen der einzelnen Zylinder sind auch deren Hubwege über die Zeit

aufgetragen. Der Zeitverlauf wurde für die Berechnungen in Datenpunkte umgewandelt, wo-

bei 50 Datenpunkte eine Sekunde ergeben. Anhand des in Abbildung 5.15 dargestellten Zyk-

lus soll das Arbeitsspiel beispielhaft erklärt werden.

Der Zyklus ist in mehrere Abschnitte unterteilt (vgl. Kapitel 2.2.2), die durch die vertikal ge-

strichelten Linien markiert sind. Im ersten Abschnitt befindet sich der Löffel im Erdreich und

wird durch die Stiel- und Löffelbewegung mit Erdgut befüllt. Dieser Abschnitt wird im weiteren

Verlauf der Arbeit als Graben bezeichnet. Die Grabdauer entspricht 3,3 Sekunden.

Durch den Eingriff des Löffels in das Erdreich entstehen Grabkräfte, die zu einem Kraftan-

stieg im Löffel- und Stielzylinder führen. Ebenso nimmt über die Dauer des Grabens die auf-

genommene Masse innerhalb des Löffels zu, was eine weitere Krafterhöhung nach sich

zieht. Der Ausleger wird in der Phase leicht angehoben, um eine gerade Grabfläche zu er-

halten. Der anfängliche Kraftabfall ist damit zu erklären, dass sich die Arbeitseinrichtung zu

Beginn des Grabens am Erdreich abstützen kann. Danach tritt ein Kraftanstieg ein, der von

der sich erhöhenden Masse im Löffel und den beim Graben entstehenden Kräfte bewirkt

wird. Das Graben ist beendet, wenn der Löffel befüllt ist.

Der zweite Abschnitt beschreibt das Anheben der Arbeitseinrichtung durch die Auslegerzy-

linder, sowie das Schwenken des Oberwagens. Dieser Abschnitt wird als Heben und

Schwenken bezeichnet und dauert 5 Sekunden. In diesem Abschnitt bewegen sich haupt-

sächlich das Drehwerk und der Ausleger. Der Kraftabfall des Auslegers ist mit dem Beenden

des Grabens und den damit verbundenen Grabkräften zu erklären. Der darauffolgende An-

stieg ist Folge des Anhebens der Arbeitseinrichtung. Die Kraftänderungen im Stiel- und Löf-

felzylinder werden durch die Positionsverschiebungen der Schwerpunkte während des An-

hebens der Arbeitseinrichtung erzeugt.


78

Das Entleeren stellt die dritte Phase dar und beginnt mit den Stiel- und Löffelbewegungen

zum Entleeren des Erdstoffes aus dem Löffel. Hierbei werden der Stiel- und der Löffelzylin-

der eingefahren. Der Ausleger erreicht dabei den größten Hub und wird während des Entlee-

rens nur in den ersten Momenten bewegt. Durch das Ausschütten des Erdstoffes fällt die

Kraft im Auslegerzylinder. Ebenso fallen die Kräfte im Löffel- und Stielzylinder. Hierbei wird

der Löffel zu Beginn des Entleerens von der Gewichtskraft des Erdstoffs geöffnet. Die beim

Entleeren negativ dargestellte Kraft zeigt, dass die Kraft am Zylinder zieht und nicht mehr auf

die Kolbenseite, sondern auf die Stielseite wirkt. Das Entleeren benötigt 1,9 Sekunden.

Der letzte Abschnitt ist das Senken der Arbeitseinrichtung und das Rückschwenken des

Oberwagens. Der Ausleger wird durch die Gewichtskraft abgesenkt. Der entstehende Kraft-

verlauf des Auslegerzylinders ergibt sich durch Druckschwankungen im Zylinder und Rück-

wirkungen von Durchflusswiderständen im System. Zusätzlich wird der Löffel in eine neue

Ausgangsposition geschwenkt um einen neuen Arbeitszyklus zu beginnen.

Abbildung 5.15: Volllasteinsatz Fahrer A

Für den oben vorgestellten Grabzyklus wurde das KonZwi-System appliziert und entspre-

chend des in Abschnitt 4.1 gezeigten Verfahrens der multikriteriellen Optimierung eine opti-

male Schaltabfolge berechnet. Als Berechnungsgrundlage wurde einerseits direkt der Mess-

schrieb aus [Hol98] verwendet (Messschrieb Fahrer A und Fahrer B) und andererseits ein

eigenes, statisches, Modell hinzugezogen, welches die Baggerkinematik abbildet. Damit war

es möglich, die Lasten zu variieren, um die Effizienz des Systems im Teillastbetrieb nachzu-

weisen.

Zunächst sollen die Ergebnisse des Volllasteinsatzes mit und ohne Drehwerk diskutiert wer-

den. Tabelle 5.3 stellt dabei die Ergebnisse noch einmal dar.

0 2 4 6 8 10 12

1500

1700

1900

2100

2300

2500

-220

-20

180

380

580

780

980

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650

Zeit in [s]

Hu

b in

[m

m]

Kra

ft in

[kN

]

Datenpunkte

Ausleger Stiel Löffel Ausleger_Weg Stiel_Weg Löffel_Weg

Graben Heben + Schwenken Entleeren Senken + Rückschwenken


79

Tabelle 5.3: Gegenüberstellung der Volllasteinsätze

Modelliert Fahrer A Fahrer B

mit

Drehwerk ohne

Drehwerk mit

Drehwerk ohne

Drehwerk mit

Drehwerk ohne

Drehwerk

ZD0 [Liter] 110 130 70 100 100 120

VZD [bar] 25 30 25 25 25 30

KonZwi [kJ] 993,2 696,6 1103,0 829,7 1077,0 825,4

LS [kJ] 1048,4 840,7 1060,9 869,0 991,2 793,0

Ersparnis [%] 5,3 17,1 -4,0 4,5 -8,7 -4,1

Versorgt das Konstantdruck-Zwischendruck-System neben dem Ausleger-, Stiel- und Löf-

felzylinder ebenfalls den Hydromotor des Drehwerks, liegen die Energiebedürfnisse von LS-

System und KonZwi-System prozentual weiter auseinander.

Dies ist darauf zurückzuführen, dass das Konstantdruck-Zwischendruck-System für die Stei-

gerung der Energieeffizienz von Hydraulikzylindern ausgelegt wurde. Durch die fehlende

Druckdifferenz zwischen Zu- und Ableitung des Hydraulikmotors kann dieser kein Moment

über die Schaltzustand ZDZD aufbringen. Somit kann das KonZwi-System den Hydromotor

nicht über den Schaltzustand ZDZD betreiben.

Die Wichtigkeit des Schaltzustandes ZDZD soll an einem Hydraulikzylinder erläutert werden.

Soll Energie bei einem einfahrenden Hydraulikzylinder rekuperiert werden, stehen die

Schaltzustände TDZD und ZDZD zur Verfügung. Die vom Druckspeicher erzeugte Gegen-

kraft zur einfahrenden Bewegung ist bei dem Schaltzustand ZDZD geringer. Der Grund hier-

für ist das Anlegen des Zwischendrucks an Zu- und Ableitung des Hydraulikzylinders und der

dadurch verringerten Druckdifferenz zwischen Kolben- und Stielfläche. Somit können auch

geringere äußere Kräfte den Hydraulikzylinder einfahren und dadurch das Gasvolumen im

Druckspeicher verdichten. Der Auslegerzylinder rekuperierte in den meisten Fällen die po-

tentielle Energie beim Absenken der Arbeitseinrichtung über diesen Schaltzustand ZDZD.

Im Vergleich dazu kann das Konstantdruck-Zwischendruck-System in der Verzögerungs-

phase des Oberwagens die kinetische Energie nur über den Schaltzustand TDZD rekuperie-

ren. Der Schaltzustand TDZD ist jedoch nur schaltbar, wenn die kinetische Energie des

Oberwagens größer als die benötigte Volumenänderungsarbeit zur Kompression des vorge-

spannten Gasvolumens im Druckspeicher ist. Die Berechnungen zeigten, dass mit steigen-

dem Druckspeichervorspanndruck der Schaltzustand TDZD nicht mehr schaltbar war.

Somit ist nur eine bedingte Rekuperation der kinetischen Energie des Oberwagens durch

das Konstant-Zwischendruck-System möglich.

Aus diesen Gründen zeigt das Konstantdruck-Zwischendruck-System bei der zusätzlichen

Versorgung des Drehwerks schlechtere Resultate. Versorgt das KonZwi-System hingegen

nur die Hydraulikzylinder, zeigen sich stark verbesserte Ergebnisse. Lag mit berücksichtig-

tem Drehwerk nur der Energiebedarf des modellierten Volllasteinsatzes unterhalb des Load-

Sensing Energiebedarf, so ergab ohne Berücksichtigung des Drehwerks auch bei Fahrer A

eine Ersparnis von 4,5 % gegenüber dem LS-System.

Die Abweichung zwischen modellierten Volllasteinsatz und des Volllasteinsatzes von Fahrer

A sollen hier kurz erläutert werden. Der Kraftverlauf des Messchriebes ist von starken

Schwingungen geprägt, welcher mit einem statischen Modell nicht abgebildet werden konn-


80

te. Zudem weichen der Kraftverlauf des Löffels beim Entleeren bei Modell und Messchrieb

voneinander ab, da hier Beschleunigungen zum Tragen kommen, welche in einem stati-

schen Modell nicht abgebildet werden können. Dieser unterschiedliche Kraftverlauf des Löf-

fels während des Entleerens des Tieflöffels zeigt einen feststellbaren Einfluss. So kann das

Konstantdruck-Zwischendruck-System beim modellierten Volllasteinsatz die Phase des Ent-

leerens besser zur Befüllung des Drucksspeichers nutzen, da in diesem Abschnitt geringere

Kräfte auftreten. Weiterhin ergibt sich eine größere rekuperierbare Energie durch den

gleichmäßigeren Kraftverlauf des Auslegers beim Absenken der Arbeitseinrichtung des mo-

dellierten Volllasteinsatzes. Daher kann das KonZwi-System in dieser Phase mehr Energie

rekuperieren und diese an einer anderen Stelle des Arbeitszyklus unterstützend einsetzen.

Bei Fahrer B hingegen zeigt das Load-Sensing-System seine Vorteile. Die zwei im System

verwendeten Hydraulikpumpen werden jeweils von einem eigenen Load-Sensing-Regler

geregelt. Hierdurch können die Regler die Pumpen individuell an die vorgegebene Lastsitua-

tion ihrer Verbraucher anpassen. So versorgt eine Hydraulikpumpe den Ausleger und Löffel,

während die zweite Pumpe die Versorgung von Stiel und Drehwerk übernimmt. Da der Ar-

beitszyklus von Fahrer B eine längere Betätigungszeit des Stieles während des Grabens

aufweist als bei Fahrer A, kann der Stiel verlustarm von seiner Hydraulikpumpe versorgt

werden. Des Weiteren treten nur geringe Abweichungen der Lastdrücke von Löffel und Aus-

leger während des Grabens auf, wodurch ähnliche Lastdrücke an die Hydraulikpumpe ge-

meldet werden und deswegen geringe Verluste entstehen.

Ebenfalls befinden sich die Hydraulikpumpen des Load-Sensing-System beim Volllasteinsatz

im Sättigungsbereich, wodurch die Leistungsregelung die Load-Sensing-Druckdifferenz von

seinem Sollwert herabsetzt. Dadurch werden die systembedingten Verluste verringert, was

eine positive Auswirkung für das Load-Sensing-System im Vergleich zum Konstantdruck-

Zwischendruck-System hat.

Um diesen Effekt des Sättigungsbereichs genauer zu untersuchen, wurden Teillastfälle der

drei vorgestellten Arbeitszyklen untersucht. Hierfür wurden Arbeitszyklen mit 50 % und 75 %

der ursprünglich aufgenommenen Erdmasse simuliert. Das Drehwerk wird weiterhin nicht

betrachtet.

Tabelle 5.4 zeigt dabei die gefunden Ergebnisse. In der Spalte "Optimiert" sind die Ergebnis-

se einer erneuten Speicheroptimierung analog zu Abbildung 4.5 eingetragen. In der Spalte

"Volllast" wurden die Energiebedürfnisse eingetragen, die mit den Speicherkonfigurationen

erreicht wurden, die im Volllasteinsatz die optimalen Speicherkonfigurationen darstellten.

Tabelle 5.4: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 50 %


Optimiert Volllast Optimiert Volllast Optimiert Volllast

Lastfall a) 50% b) 50% b) 50% a) 50% b) 50% a) 50%

ZD0 [bar] 100 130 90 100 110 120

VZD [Liter] 40 30 30 25 25 30

KonZwi [kJ] 613,7 628,9 667,7 676,8 591,7 604,0

LS [kJ] 769,9 769,9 787,4 787,4 670,1 670,1

Ersparnis [%] 20,3 18,3 15,2 14,0 11,7 9,9


81

Die Ergebnisse zeigen, dass in allen Fällen mit dem Konstantdruck-Zwischendruck-System

Ersparnisse zu erzielen sind. Hierbei zeigen sich konsequenterweise Abweichungen der Er-

sparnisse zwischen neuoptimierten Speicherkonfigurationen und den Speicherkonfiguratio-

nen des Volllasteinsatzes, wobei die niedrigste Ersparnis bei Fahrer B bei 9,9 % liegt.

Die Abweichung zwischen dem modellierten Arbeitszyklus und den von Fahrer A verringert

sich zu einem Wert von 3,1 % im Vergleich zum Volllasteinsatz mit 12,6 %. Der Grund hierfür

ist, dass die Kraftabweichung des Löffels während des Entleerens zwischen modellierten

Arbeitszyklus und den von Fahrer A nicht mehr so groß sind, wie es im Volllasteinsatz der

Fall war.

In Tabelle 5.5 werden die Ergebnisse der Teillastuntersuchung bei 75 % dargestellt. Die

Spalten "Optimiert" und "Volllast" nehmen dabei die gleiche Bedeutung wie in Tabelle 5.4

ein.

Tabelle 5.5: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 75 %


Optimiert Volllast Optimiert Volllast Optimiert Volllast

Lastfall b) 75% a) 75% b) 75% a) 75% b) 75% a) 75%

ZD0 [Liter] 110 130 80 100 100 120

VZD [bar] 35 30 20 25 25 30

KonZwi [kJ] 672,6 700,8 720,6 755,7 688,5 701,2

LS [kJ] 849,8 849,8 870,7 870,7 763,9 763,9

Ersparnis [%] 20,9 17,5 17,2 13,2 9,9 8,2

Wiederum zeigen alle Ergebnisse des Kontant-Zwischendruck-Systems positive Ersparnisse

gegenüber dem Load-Sensing-System. Im Vergleich zur Teillastuntersuchung bei 50 % der

Masse fallen jedoch die Ersparnisse im Mittel geringer aus. Dies lässt sich dadurch erklären,

dass mit steigendem Lastdruck und gleichbleibender Load-Sensing-Differenz die Verluste

des LS-Systems verringert werden.

Auch ist aus Tabelle 5.4 und Tabelle 5.5 zu entnehmen, dass mit den Druckspeicherkonfigu-

rationen des Volllasteinsatzes ebenfalls Einsparungen im Teillastbereich zu erreichen sind.

Dies stellt eine wichtige Erkenntnis dar, da somit eine Aussage über die Einsatzfähigkeit des

Konstantdruck-Zwischendruck-Systems außerhalb des Volllasteinsatzes getroffen werden

kann.

Die Ersparnisse der Teillastuntersuchungen fallen deutlich höher aus, als die Ersparnisse

der Volllastuntersuchung. Dies ist einzig auf die reduzierte Load-Sensing-Druckdifferenz des

LS-Systems zurückzuführen, da sich die Hydraulikpumpen im Sättigungsbereich befinden.

6. Zusammenfassung und Ausblick

82

6 Zusammenfassung und Ausblick

Im Forschungsvorhaben „Effizienzsteigerung eines Konstantdrucksystems durch eine Zwi-

schendruckleitung – KonZwi“ wurde am Beispiel eines Radladers ein neues Hydrauliksystem

für den effizienten Betrieb von Hydraulikzylindern in einem Konstantdrucksystem entwickelt.

In Kapitel 2 wurde gezeigt, wie auf Basis der Messungen repräsentativer Lastprofile eines

Radladers ein validiertes Simulationsmodell erzeugt wurde, welches sowohl die Kinematik

als auch die Hydraulik des Radladers abbildet. Auf Basis der Messergebnisse und dieses

Modells konnte eine Steuerstrategie entwickelt werden (Kapitel 4). Dazu wurde mit Hilfe ei-

nes Optimierungsalgorithmus zunächst die optimale Sequenz an Schaltzuständen ermittelt,

um den vorgegebenen Lastzyklus so effizient wie möglich durchfahren zu können. Diese

erste Potenzialabschätzung zeigte eine Effizienzsteigerung von 20% für den betrachteten

Zyklus. Mit Hilfe der Simulation konnte ein validiertes Modell des neuen Systems erstellt

werden und der von der Offline-Optimierung abgeleitete Online-Optimierungsalgorithmus in

der Simulation getestet werden, was eine Energieersparnis von 13% zeigte. Die Validierung

des neuen Systems konnte erfolgen, da die für das KonZwi-System verwendeten Ventilblö-

cke vermessen und die Kennlinien aufgezeichnet wurden, wie in Kapitel 3 beschrieben. Des

weiteren wird in diesem Abschnitt beschrieben, wie der Umschaltvorgang zwischen den

Schaltstufen während einer Zylinderbewegung optimiert werden kann.

Kapitel 5 beschreibt den Aufbau des Ventilsystems und des Steuerungssystems in den Ver-

suchsträger. Erste Tests zur Regelung der Zylinder konnten zeigen, dass auch während der

Bewegung ein ruckfreies Umschalten möglich ist. Weiterhin wurde eine Abschätzung des

Kraftstoffverbrauchs durchgeführt, welche eine jährliche Einsparung von 1.058 L Dieselkraft-

stoff erwarten lässt. Als weiteres Anwendungsfeld des KonZwi-Systems wird ein Bagger

empfohlen, hier zeigen erste (statische) Berechnungen ein Einsparpotenzial von über 20%.

Die Forschungsarbeiten haben gezeigt, dass ein starres Hochdruckniveau große Drosselver-

luste beim Teillastbetrieb erzeugt und diese Verluste durch viel Rekuperation und effizienter

Rückführung dieser Energie in das System wieder ausgeglichen werden muss. Diese Er-

kenntnis ist nicht überraschend, sollte jedoch die langfristige Zielstellung eines integrierten

Ein-Kreis-Systems vor Augen führen, in dem (beim Beispiel des Radladers) Fahr- und Ar-

beitsantrieb in einem Hydraulikkreis eingebettet sind. Dies wäre ein Konstantdrucksystem mit

sekundärgeregeltem Fahrantrieb und eine Zwischendruckleitung zur effizienten Steuerung

der Hydraulikzylinder. In Abschnitt 5.2 wird gezeigt, dass der Zeitanteil vom Arbeiten nur die

Hälfte der Gesamtzeit ausmacht, in der übrigen Zeit fährt der Radlader. Um dieses System

effizienter zu gestalten, muss der Fahrantrieb näher untersucht und in die Effizienzbetrach-

tung mit einbezogen werden.

Abbildungsverzeichnis

83


Abbildung 1.1: Entwicklung der hydraulischen Steuerungssysteme für mobile

Arbeitsmaschinen nach [Dju07] ............................................................................................. 3

Abbildung 1.2: Zeitschiene zur Entwicklung der Hybridantriebe für mobile Arbeitsmaschinen

(aus [Thi11]) .......................................................................................................................... 5

Abbildung 1.3: Das an der TU Braunschweig entwickelte System mit Pumpe/Motor-Einheit

(4) zum Laden des Speichers ................................................................................................ 6

Abbildung 1.4: Das von [Ind10] vorgestellte System aus mehreren Hydrotransformatoren zur

Wandlung der Drücke ............................................................................................................ 6

Abbildung 1.5: Reach Stacker mit Rekuperationsmöglichkeit aus Arbeitshydraulik und

Transformation über einen Hydrostaten ................................................................................ 7

Abbildung 1.6: Pro Druckniveau je ein 2/2-Wege Proportionalventil zur Versorgung einer

Zylinderkammer..................................................................................................................... 7

Abbildung 1.7: Das an der Helsinki University of Technology entwickelte System unter

Nutzung der Digitalhydraulik .................................................................................................. 8

Abbildung 1.8: Mögliche Systementwürfe für den Einsatz der digitalen Pumpe nach [Lin09a] 8

Abbildung 1.9: Schematische Darstellung des Mehrkammer-Zylinders ................................. 9

Abbildung 1.10: Das Load Sensing-System mit aktiver Regeneration (ARLS) ....................... 9

Abbildung 1.11: Schaltschema eines Konstantdrucksystems mit Zwischendruckleitung

(KonZwi) ...............................................................................................................................13

Abbildung 1.12: Maximalkräfte und Verluste bei der Stufe HD-ZD ........................................14

Abbildung 2.1: Abmessungen des Radladers nach [Pau10] .................................................16

Abbildung 2.2: Palettentransport nach [VDI02] .....................................................................21

Abbildung 2.3: Bockschaltbild für den Messaufbau ...............................................................22

Abbildung 2.4: Schaltplan mit Messstellen............................................................................22

Abbildung 2.5: Messergebnis Y-Zyklus .................................................................................23

Abbildung 2.6: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang .........................................24

Abbildung 2.7: Messergebnis Palettenfahrt - Beladezyklus ..................................................25

Abbildung 2.8: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang ........................................26

Abbildung 2.9: Messergebnisse Palettenfahrt - Entladevorgang ...........................................26

Abbildung 2.10: Energiebedarf hydraulischer Schaltungskonzepte ......................................28

Abbildung 2.11: Messergebnisse von Systemdruck und Load-Sensing-Druck ......................28

Abbildung 2.12: DSHplus Simulationsmodell der Arbeitshydraulik ........................................29

Abbildung 2.13: MOBILE Simulationsmodell der Radladerkinematik und –mechanik ...........30

Abbildung 2.14: Simulationsmodell der Arbeitshydraulik mit eingebettetem Mechanikmodell

.............................................................................................................................................31


84

Abbildung 2.15: Vergleich von Simulations- und Messergebnissen des Ausgangssystems ..32

Abbildung 3.1: Grundlegendes hydraulisches Schaltungskonzept ........................................33

Abbildung 3.2: KonZwi-Schaltungskonzept in der späteren Anwendung ..............................35

Abbildung 3.3: Gesamtaufbau KonZwi-System Radlader ................................................36

Abbildung 3.4: Vorder- und Rückansicht des KonZwi-Steuerblocks .....................................37

Abbildung 3.5: Aufbau des KonZwi-Steuerblocks .................................................................37

Abbildung 3.6: Reales Muster des KonZwi Steuerblocks ......................................................38

Abbildung 3.7: PRM7 mit OBE und ohne Positionserfassung ...............................................38

Abbildung 3.8: Kennfeld Proportionalventil ...........................................................................39

Abbildung 3.9: Druckverlustcharakteristik Schaltventil ..........................................................40

Abbildung 3.10: Aufbau des Prüfstands ................................................................................41

Abbildung 3.11: Anbindung des Hubzylinders an den Prüfstand ...........................................41

Abbildung 3.12: Schematischer Aufbau der Prüfstandsmessungen ......................................43

Abbildung 3.13: Messdatenerfassungssystem ......................................................................43


.............................................................................................................................................44


.............................................................................................................................................45

Abbildung 3.16: Kennfeld bei 800 kg Schaufelzuladung und einer Soll-Geschwindigkeit von

.............................................................................................................................................46

Abbildung 3.17: Messschrieb der Positionsregelung bei 800 kg Schaufelzuladung und einer

.............................................................................................................................................46

Abbildung 3.18: Ideales und reales Verhalten eines Proportionalventils ...............................47

Abbildung 3.19: Steuerungskonzept A ohne Bussystemanbindung der Ventile ....................48

Abbildung 3.20: Steuerungskonzept B mit lokalen CANopen-Knoten am Hydrauliksteuerblock

.............................................................................................................................................48

Abbildung 3.21: Steuerungskonzept C mit CANopen-fähiger Elektronik direkt am Ventil ......49

Abbildung 4.1: Grundsätzlicher Aufbau der Steuerung .........................................................50

Abbildung 4.2: Schaltsequenz in einem Beispiel-Lastprofil ...................................................52

Abbildung 4.3: Pareto-optimale Schaltentscheidungen .........................................................54

Abbildung 4.4: Ergebnisse der Pareto-Optimierung für den Y-Zyklus ...................................55

Abbildung 4.5: Ergebnis der Pareto-Optimierung für Speicherparameter .............................56

Abbildung 4.6: Modellierung der Last und des Zwischendruckspeichers ..............................57

Abbildung 4.7: Optimierte Streckenlängen der einzelnen Schaltstufen .................................58

Abbildung 4.8: Simulationsergebnisse für das KonZwi-System ............................................58

Abbildung 4.9: Vereinfachtes Zustandsdiagramm eines Druckstufenwechsels .....................60

Abbildung 4.10: Simulationsumgebung mit Ansteuerung über Zustandsautomaten ..............61

Tabellenverzeichnis

85

Abbildung 4.11: Simulierter Y-Zyklus eines Radladers .........................................................62

Abbildung 4.12: Simulationsergebnisse von Zylinderpositionen und Schaltzuständen ..........62

Abbildung 4.13: Simulationsergebnisse des hydraulischen Energiebedarfs..........................63

Abbildung 4.14: Kopplung von virtuellem Radladermodell und Steuerungsprogramm ..........64

Abbildung 4.15: Struktur des Steuerungsprogrammes .........................................................65

Abbildung 4.16: Simulationsergebnisse mit mittlerern Beladung (600 kg) .............................66

Abbildung 5.1: Schaltungsaufbau, Plan 1: Pumpen und KonZwi-Blöcke ...............................67

Abbildung 5.2: Schaltungsaufbau, Plan 2: LS-Ventile und Verbraucher ................................68

Abbildung 5.3: Gesamtansicht der Versuchsanlage am Vergleichsfahrzeug ........................68

Abbildung 5.4: Seitenansicht in Fahrtrichtung links ...............................................................69

Abbildung 5.5: Ventilgruppe .................................................................................................69

Abbildung 5.6: KonZwi - Versuchsmontage ..........................................................................70

Abbildung 5.7: Komplett montiertes KonZwi-System ............................................................70

Abbildung 5.8: Motor mit zweiter Verstellpumpe und installiertem Messequipment ..............71

Abbildung 5.9: Druckseite zweite Verstellpumpe mit installierter Messtechnik ......................71

Abbildung 5.10: Die Bedienerbox mit der Einschaltlogik als zentrales Schalt- und

Überwachungselement .........................................................................................................72

Abbildung 5.11: Die Steuerung ist auf der Montageplatte aufgebaut und gibt alle

Steuersignale aus .................................................................................................................73

Abbildung 5.12: Verhalten des PID-Reglers mit optimierter Parametrierung .........................74

Abbildung 5.13: Unterteilung des untersuchten Lastzyklus in Arbeits- und Fahranteile ........75

Abbildung 5.14: Arbeitszyklen [Hol98] ..................................................................................76

Abbildung 5.15: Volllasteinsatz Fahrer A ..............................................................................78

Tabellenverzeichnis

86

Tabellenverzeichnis

Tabelle 1.1: Kategorien der Patentklassifizierung .................................................................10

Tabelle 1.2: Ergebnisse der Patentrecherche .......................................................................11

Tabelle 2.1: Abmessungen des Radladers [in mm] ...............................................................17

Tabelle 2.2: Kraftübertragung des Radladers .......................................................................17

Tabelle 2.3: Technische Daten der Achsen ..........................................................................18

Tabelle 2.4: Technische Daten der Lenkung ........................................................................18

Tabelle 2.5: Bremsen des Radladers ....................................................................................18

Tabelle 2.6: Elektrische Anlage des Radladers ....................................................................18

Tabelle 2.7: Gewichte ...........................................................................................................18

Tabelle 2.8: Ladeanlage .......................................................................................................19

Tabelle 2.9: Nutzlast mit Hubgabeln nach EN 474-3 ............................................................19

Tabelle 2.10: Motor Abgasnorm COM 3 (ab BJ 2008 eingesetzt) .........................................19

Tabelle 2.11: Bereifung ........................................................................................................19

Tabelle 2.12: Maximaler Geräuschemmissionswert dB(A) ....................................................19

Tabelle 2.13: Bewegungsabschnitte nach [VDI02] ................................................................20

Tabelle 2.14: Bewegungsablauf Y-Zyklus .............................................................................23

Tabelle 2.15: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Beladevorgang............................................24

Tabelle 2.16: Bewegungsablauf Palettenfahrt - Entladevorgang ...........................................25

Tabelle 3.1: Ausgesuchte Werte aus dem Messschrieb .......................................................45

Tabelle 5.1: Kraftstoffverbrauch und Zeitanteile der Abschnitte ............................................75

Tabelle 5.2: Gegenüberstellung der untersuchten Arbeitszyklen ..........................................77

Tabelle 5.3: Gegenüberstellung der Volllasteinsätze ............................................................79

Tabelle 5.4: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 50 %..............................................80

Tabelle 5.5: Gegenüberstellung der Teillasteinsätze mit 75 %..............................................81

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Effizienzsteigerung eines Konstantdruck- systems durch eine … · 2015-11-13 · 1.1.1...

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